UNIVERSITATEA PETROL ndash GAZE

FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ SI ELECTRICĂ

DEPARTAMENTUL DE INGINERIE MECANICĂ

PROIECT

LA

CALCULUL SI CONSTRUCȚIA UTILAJULUI PETROLIER DESCHELĂ 1

STUDENT CONDUCĂTOR TEMĂ

IORGOIU NICOLAE CIPRIAN Șef lucr Dr Ing

ANULIII SIMION PAREPA

GRUPA 1154

1

CUPRINS

CUPRINS1

INTRODUCERE3

1 ALEGEREA TIPULUI DE INSTALATIE DE FORAJ

11 Programul de construcţie aj sondei512 Determinarea profilurilor coloanelor de burlane si a greutăţii fiecarei coloane9

13 Alegerea sapei pentre forajul putului de exploatare13 14 Alegerea tipodimensiunilor de prăjinilor grele si calculul lungimii ansamblului de

adancime 16

15 Verificarea la flambaj a ansamblului de prăjini grele şi determinarea

componenţei ansamblului de adacircncime19

16 Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii

ansamblul superior al garniturii de foraj21

17 Alegerea prăjinii de antrenare23

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj26

19 Concluzii28

2 ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic2922 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig3123 Alegerea geamblacului de foraj3224 Alegerea elevatorului cu pene3525 Alegerea elevatorului pentru prăjinile de foraj3726 Alegerea chiolbaşilor3927 Alegerea cablului de manevra4028 Alegerea troliului de foraj4229 Concluzii 43

3 PARAMETRII SI CARACTERISTICILE MOTOARELORGRUPURILOR DEACŢIONARE SI CALCULUL PUTERII INSTALATE

31 Parametrii si caracteristicile motoarelorgrupurilor de acţionare4432 Alegerea modului de acţionare4533 Puterea consumatorilor auxiliari de forţa47

2

34 Calculul puterii instalate4935 Concluzii49

4 PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare (LCIPGA)si calculul coeficienţilor de icircnsumare si de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic50

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale LCIPGA si verificarea criteriului de de limitare a fenomenului de oboseala a ansamblului bucsa-rola52

43 Reprezentarea lanţului cinematic al sistemului de manevra si determinarea numărului de trepte de viteza57

44 Tipurile de transmisii mecanice de intrare in troliul de foraj (TF) si parametrii acestora58

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate in cadrul lantului cinematic la TF si parametrii lor58

46 Tipurile de cuplaje folosite in cadrul sistemului de manevra 5947 Modul de obtinere a treptelor de viteza si determinarea rapoartelor de transmitere totale 6248 Determinarea parametrilor dimensionali ai tobei de manevra(TM)6349 Concluzii67

5 CONCLUZII68

6 BIBLIOGRAFIE69

3

INTRODUCERE

Un proiect icircnseamnă o lucrare tehnica icircntocmita pe baza unei teme date care cuprinde calculele tehnico-economice desenele instrucţiuni de montaj si icircntreţinere etc necesare executării unei instalaţii construc ţii maşini unui utilaj dispozitiv unei scule etc

Instalaţiile de foraj in funcţie de metodele de foraj folosite au avut următoarea evoluţie

a) foraj percutant (cu cablu sau cu prăjini)b) foraj percutant hidraulicc) foraj rotativ hidraulicd) forajul cu turbina si motor elicoidal

Tendinţele care se manifesta in evoluţia instalaţiilor de foraj sunt

bull creşterea puterii instalate si a capacităţii instalaţiilor de foraj construitebull creşterea valorilor parametrilor cinematici si dinamici (viteze sarcini presiuni debite)bull modularea si interschimbabilitatea elementelor componentebull folosirea transmisiilor hidraulice si pneumaticebull acţionarea instalaţiei diesel-hidraulic diesel electric in curent continuu sau cu turbine cu

gazebull automatizarea si mecanizarea

Instalaţiile de foraj produse icircn prezent acoperă toate adacircncimile de foraj necesare pe plan mondial asiguracircnd performanțe economiceridicate Cercetările desfăşurate de specialişti inginerii romacircni avacircnd o contribuţie apreciabilă icircn acest domeniu conducacircnd la realizarea unor instalatii de foraj care corespund cerinţelor forajului atacirct din punct de vedere al adacircncimii cacirct şi al genului de antrenare al transportului al conditiilor climatice

Puterea motoarelor Diesel transmisă prin convertizoare hidraulice de cupru troliul de foraj prevăzut cu dispozitiv de avans automat al sapei fracircna auxiliară hidraulică sau electromagnetică prevăzută cu un cuplaj de mers liber limitatorul de cursă automat al macaralei cacircrlig sunt numai o parte din caracteristicile moderne constructive şi functionale specifice instalațiilor de foraj romacircnesti

O instalație de foraj este compusă din urmatoarele elemente

turla sau mastul care susţine echipamentul de manevră şi garnitura de foraj (compusă din prăjina conducătoare prăjini de foraj şi prăjini grele) echipamentul de manevră format din troliul de foraj care are rolul de transmite mişcarea de la motoare la mecanismul de ridicare şi masa rotativă de a uşura operaţia de icircnşurubare şi deşurubare a garniturii de foraj mecanismul de ridicare este compus din

- geamblac (partea fixă)- macara - cacircrlig (partea mobilă)- cablul care permite manevrarea sarcinii utile

echipamentul de rotire format din - masa rotativă care transmite mişcarea de rotație sapei- capul hidraulic care realizeaza legătura icircntre cacircrligul fix şi garnitura de foraj mobilă şi permite circulația fluidului de foraj din interior spre sapa

echipamentul de circulație este format din

4

- pompele de noroi care refulează fluidul de foraj cu presiune prin interiorul garniturii- manifoldul de aspirație prin care trece fluidul de foraj aspirat din haba in pompă- manifoldul de refulare prin intermediul căruia fluidul de foraj refulat de pompe ajunge icircn icircncărcătorul care face legătura icircntre conducta de refulare şi furtunul de foraj- furtunul de foraj mijlocește trecerea fluidului de foraj din incărcător icircn interiorul capului hidraulic- instalația pentru depozitarea prepararea şi curăţirea fluidului de foraj (habe jgheaburi site vibratoare hidrocicloane)

echipamentul de transmitere este format din cuplaje transmisii hidraulice transmisii intermediare cutii de viteze reductoare are rolul de a transmite mişcarea de la motoarele de acţionare la utilajele principale ale instalaţiei garnitura de foraj pentru transmiterea mişcării de la masa rotativă la sapa permite circulaţia fluidului de foraj spre talpa sondei şi montarea turbinei de foraj deasupra sapeiForajul si construcţia sondelor exploatarea zăcămintelor de tiței si gaze si transportul produselor

sunt bazate pe utilizarea unui volum foarte mare de material tubular diversificat ca forma si dimensiuni cu performante la limita superioară a posibilităţilor tehnice actuale Realizările privind adacircncimile de foraj (peste 8000 m la sondele de gaze si peste 10000 m la sondele pentru țiței) debitele si presiunile fluidelor transportate (diametrul conductelor de pana la 1420 mm si presiuni de pana la 120 bar) si perspectiva desfăşurării forajelor pacircnă la adacircncimi de 15000 m sunt determinate de progresele realizate in domeniul formelor constructive materialelor tehnologiilor de fabricaţie şi control precum şi a bazei de calcul de rezistenta şi stabilitate pentru garnitura de foraj burlanele pentru tubaj ţevile de extracţie şi conducte

5

CAPITOLUL 1

ALEGEREA INSTALATIEI DE FORAJ

11 Programul de constructie a sondei

Valori cunoscute in vederea constructiei sondei

- adacircncimea finală a sondei HM = 4200m- programul de tubare a sondei

- adacircncimea de tubare relativă pentru coloana de ordinul j yTj isin01304075 1in

- diametrul nominal al coloanei de tubare de ordinul j (diametrul exterior al coloanei deci şi a burlanelor din componenţa ei

DCBj 20 133 88 58 5 in

6

yTj =

HTj

HM (111) icircn care HTj este adacircncimea de tubare a coloanei de ordinul j

HM ndash adacircncimea maximă (finală) a sondei HTj =yTj middot HM (112)

HT1 = 013 middot 4200m = 546 mHT2 = 0 4 middot 4200m = 1680 mHT2 = 0 75 middot 4200m = 3150 m

HT4 = 1 middot 4200m = 4200m In tabelele 111 si 112 va fi prezentat programul de constructie a Sondei 8 Boldesti

Tabelul 111 Informatii generale despre Sonda 81 Boldesti1 Sonda 812 Structura geologica Boldesti3 Caracter Exploatare petrol4 Debit estimat cca 50 t24 h5 Adincimea proiectata 4200 m

6 Programul de tubare 20in x 546m13 38 in x 1680 m 8 58in x 3150m 5 in x

4200 m7 Tipul instalatiei de foraj F 320-3 DH

8 Durata de realizare montare-demontare32 zile pentru foraj 4 zile pentru probe90zile foraj 5 zile probe de productie

Tabelul 112 Programul de constructie a Sondei 81Boldesti

j CB HCBj= LCBj

(m)

LS

(m)yTj DCBj

(mm)Tip

burlane si IF

DMCBj

(mm)δCBj

(mm)DSPj

(mm)Tipul sapei

IFU-C

1

CSA 546 546 013 20in(508)

APIS

5334 633 26in(6604)

S-26 J 8 58 REG

2

CI(I) 1680 1134 04 13 38in

(3397)

APIB

3651 397 17 12in(4445)

M-17 12 DGJ

7 58 REG

3

CI(II) 3150 1470 075 8 58in(2191)

APIL

2445 254 11 58in (2953)

MA-11 58 in DGJ

6 58 REG

4

CE 4200 1050 1 5in(127)

APIL

1413 151 6 frac34 in(1715)

MA-6 frac34 DJG

3 frac12 REG

j CB DimCBj-1

(mm)δimCBj-1

(mm)δCBr

(mm)RCBj=

δ CB jDs

RCBr CSICBj CSICBr

1 CSA 4826 1905 50 0096 0100 0238 02502 CI (I) 30776 691 45 0090 0100 0220 02503 CI (II) 1937 111 25 0086 0090 0208 02204 CE - - 15 0088 0090 0214 0220

7

Tabelul 113 din care se alege spaţiul inelar δCE in funcţie de diametrul nominal al coloanei de exploatare DCE

Nr

Crt DequivDCB

mm (in)

δCB

mm

δCBr

mm

Condiţii de foraj (CF)

Normale (N) Complicate (C)

RCBr CSICBr RCBr CSICBr

1 1143(412)divide127(5) 137divide152 10divide15

0050

0065

0110

0150

0060

0090

0137

0220

2 1397(512)divide1583(614) 168divide191 15divide20

3 1683(658)divide1937(758) 202divide232 20divide25

4 2191(858)divide2445(958) 263divide293 25divide30

5 2731(1034)divide2894(1134) 328divide358 30divide35 0060

0090

0137

0220

0080

0100

0190

0250 6 3238(1234)divide3397(1338) 389divide408 35divide40

7 4064(16)divide5080(20) 488divide610 45divide50

Caracterul Sondei 81 Boldesti este de exploatare a petrolului dintr-un zacamint format din roci consolidate de tarie medii (M) si abrazive (A) Astfel coloana de exploatare (CE) se introduce cu siul fixat in acoperisul stratului productiv la adincimea maxima (HM) de 4200 m

Debitul zacamantului este estimat la cca50t24h ceea ce corespunde utilizarii unei CE cu diametrul naminal de 5in

In conformitate cu studiile geologice realizate in zona si cu sondele de corelare forate anterior structura traversata impune folosirea a patru coloane de burlane Nu este nevoie de o coloana de ghidare datorita faptului ca solul este compact In intervalul de cca 1500-1550m este traversat un zacamant de gaze ceea ce determina utilizarea unei coloane intermediare ICI(I) cu burlane cu filet Butters (B) pentru realizarea unei etansari bune

Coloanele sunt de tipul intregi adica tubeaza puturile forate pana la suprafata (bdquola zi) Ceea ce inseamna ca

LCBj=HCBj=HTj j=14 (113) Adincimea la care se realizeaza tubarea se determina cu relatia

yT j=HT j

H M (114)

de unde rezulta ca HT j= yT j ∙ H M

HT 1=013 ∙ 4200 m=546 m

HT 2=04 ∙ 4200 m=1680 m

HT 3=075 ∙ 4200 m=3150 m

HT 1=1∙ 4200 m=4200 m

Astfel se obtin datele inscrise in tabelul 112

Adancimea pe care se realizeaza saparea (Ls) se determina cu expresia

Ls=Lsj=ΔHCBj=HCBj-HCBj-1 j = l2nCB (115)

Ls 1=546 mminus0 m=546 m

8

Ls 2=1680 mminus546 m=1134m

Ls 3=3150 mminus1680 m=1470 mLs 4=4200 mminus3150 m=1050 m

Diametrul nominal al CB (DCB) este diametrul exterior al burlanelor care o alcatuiesc (DeB=DeCB) Masura diametrului nominal al fiecarei CB se determina prin bdquometoda de jos in sus plecind de la masura impusa diametrului CE In tabelul 112 sunt concentrate aceste valori exprimate atit in inch cit si in mm pe baza transformarii 1 in = 254 mm Burlanele sunt construite dupa normele API (America Petroleum Institute) si au urmatoarele tipuri de filete S pentru CSA B pentruCI(I) respectiv L pentru CI(II) si CEMasura diametrului mufei pentru fiecare coloana se preia din STAS 875-86

Tabelul 114 Masurile diametrului exterior al mufei

DCB = DB

in (mm)DMCB (mm)

SL B mufe normale B mufe speciale4 frac12 (1143) 1270 1270 12385 (127) 1413 1413 13655 frac12 (1397) 1537 1537 14926 58 (1683) 1877 1877 17787 (1778) 1945 1945 18737 58 (1937) 2159 2159 20648 58 (2191) 2445 2445 23189 58 (2445) 2699 2699 257110 frac34 (2730) 2984 2984 285711 frac34 (2984) 3238 3238 -12 frac34 (3238) 3510 - -13 38 (3397) 3651 3651 -20 (508) 5334 -

Spatiul inelar pentru fiecare CB SCBJ se calculeaza cu expresia de definitie

δCBj=05 times

(DSPj-DMCBj) (115a)

Valorile determinate prin calcul se compara cu masurile recomandate si anume δCBr

Se constata ca marimile determinate prin calcul corespund cu cele care sunt recomandate In STAS 328-86 exista un tabel cu corespondenta dintre DSPj DCBj si DCBj-1

Valoarea lui DimCBj-1 este preluata din STAS 875-86 pentru fiecare CBj-1 respectiv rezulta pe baza calculului de dimensionare prin adoptarea masurii standardizate

Valoarea lui δimCBj-1 se determina astfel

ΔimCBj-1=05 times

(DimCBj-1-DSPj) (115b)

9

12 Determinarea profilurilor coloanelor de burlane si a greutatii fiecarei coloane

Determinarea profilului unei coloane de burlane de ordinul j (CBj) din componenta sondei inseamna determinarea structurii ei reprezentate de

- numarul de tronsoane de burlane (nTj)- lungimea fiecarui tronson de burlane (lBi i=12nTj)- numarul de burlane din fiecare tronson (NBi i= 12 nTj)- clasa de rezistenta a otelului din care se confectioneaza burlanele din fiecare tronson (CBj)- grosimea de perete a corpului burlanului din fiecare tronson (sBi i = 1 2 nTj)- masa unitara (m1Bi) si greutatea unitara a burlanelor care compun fiecare tronson

(qB i = 1 2 ntj)Stabilirea structuriicomponentei CB se face in functie de solicitarile burlanelor de la adincimea la

care acestea sunt amplasate in cadrul coloaneiSe considera cele doua solicitari principale ale CB de tractiune datorita greutatii proprii aparente

(Ga) si de compresiune radiala si circumferentiala datorita presiunii exterioare a fiuiduiui de fpraj (pef) Se determina profilulstrucura fiecarei CB care echipeaza Sonda 81 Boldesti cu ajutorul

diagramelor de tubareDiagrama de tubare este o reprezentare a pozitiei fiecarui tronson de burlane impreuna cu

caracteristicile sale (lBi sBi CBi) in cadrul CB in functie de adincimea de tubare pentru coloana de tipul intreaga cu o anumita masura a diametrului nominal cu un anumit tip de imbinare filetata (S L B EL) calculata la cele doua actiuni principale (Ga si pef) considerind o anumita masura a densitatii fluidului de foraj si anumite valori ale coeficientilor de siguranta la turtire si la smulgerea din filet (conform fig 21)Pentru adincimea de introducere a coloanei de ordinul j (adincimea de tubare a putului de ordinul j HTI) se traseaza o linie verticala pina ce aceasta intersecteaza linia reprezentata la unghiul de 45deg care determina chiar lungimea coloanei (lungimea de tubare a putului) LCBj=LTj care este egala cu HTJ Linia verficala trasata astfel trece prin mai multe domenii fiecare dintre acestea apartinind unor burlane cu o anumita masura a grosimii de perete (SBi) si confectionate dintr-un otel de o anumita clasa de rezistenta (CBi) La intersectiile liniei verticale cu liniile de granita ce delimiteaza fiecare domeniu (pentru burlane cu SBI si CBI) se obtin lungimile Li-1 si Li i= 1 2 ntj care determina lungimea tronsonului respectiv de burlane lBA conform relatiei

lBi= Li-Li-1 (121)

lB1= 950m-0m = 950m

lB2= 2350m-950m = 1400m

lB3= 3850m-2350m = 1500m

lB4= 4200m-3850m = 350m

Astfel sunt puse in evidenta numarul de trosoane de burlane din care este alatuita coloana respectiva de ordinul j (ntj) si de asemenea pozitia (Li-1 si Li) si caracterisficile fiecarui tronson de burlane (lBi sBi CBi) Datele obtinute in acest fel sunt concentrate intr-un tabel

10

Cunoscind SBI din standardul de burlane STAS 875-86 se preia masa unitara a burlanelor (considerate cu o mufa infiletata la un capat) din fiecare tronson i m1Bi i=12ntj Cu ajutorul ei se calculeaza greutatea unitara a tronsonului

qBi=m1Bi∙g i=1 2 ntj (122)

qB1 = qB2 = qB3 =2234kgm∙981ms2 = 219155Nm

qB4 = 2681kgm∙ 981ms2 = 263006Nm

Apoi se determina greutatea fiecarui tronson de burlane

GBi=qBi˙lBi i=1 2 ntj (123)

GB1 = 219155Nm∙ 950m = 20819725N = 208197kN

GB2 = 219155Nm∙ 1400m = 306817N = 306817kN

GB3 = 219155Nm∙ 1500n = 3287325N = 328733kN

GB41 = 263006Nm ∙ 350m = 920521N = 92052kN

Cunoscind GBi i=1 2 ntj se calculeaza greutatea CB respective (de ordinul j)

GCBj= sumi=1

nt j

G B i (124)

GCE= sumi=1

4

G B i=208197 kN+306817 kN+328733 kN+92052 kN=935799 kN

Similar se calculeaza pentru CI(I) si CI(II) iar rezultatele se regasesc in tabelele 122 123 124

Tabelul 121 Caracteristicile burlanelor de tubare cu filet rotund lung (L) conform STAS 875-86

11

12

Fig 121 Determinarea profiluluistructurii CE de 5 in cu filet L din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 122 Caracteristicile CE

CB4=CE DCE= 5 in tip IF-APIL HT4=4200 ρf=1500 kgm3 nT4=4i 1 2 3 4

Li-1 m 0 950 2350 3850Li m 950 2350 3850 4200lBI m 950 1400 1500 350SBi m 752 752 752 919

CBI P110 N80 P110 P110m1Bi kgm 2234 2234 2234 2681qBi Nm 219155 219155 219155 263006GBi kN 208197 306817 328733 92052

GCB4 kN 935799

13

Fig 122 Determinarea profiluluistructurii CI(II) de 8 58 in cu filet B din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a acestui tip de coloana

Tabelul 123 Caracteristicile CI(II)

14

CB3=CI (II) DCI(II)= 8 58 in tip IF-APIL HT3=3150 ρf=1250 kgm3 nT3=5i 1 2 3 4 5

Li-1 m 0 800 1450 1880 2700Li m 800 1450 1880 2700 3150lBI m 800 650 430 820 450SBi m 1016 1016 1016 1143 127

CBI N80 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm 5362 5362 5362 5958 6553qBi Nm 526012 526012 526012 584480 642850GBi kN 420810 226185 226185 479274 289283

GCB3 kN 175746

Fig 123 Determinarea profiluluistructurii CA de 13 58 in cu filet S din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 124 Caracteristicile coloanei CI(I)

CB2=CBI(I) DCI(I)= 13 58 in tip IF-API B HT2=1680 ρf=1250 kgm3 nT2=7I 1 2 3 4 5 6 7

Li-1 m 0 120 430 650 930 1370 1610Li m 120 430 650 930 1370 1610 1680lBI m 120 310 220 280 440 240 70SBi m 1092 965 1092 1219 1306 1397 1544

CBI J55 J55 J55 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm

9085 8117 9085 10128 10724 11459 12649

qBi Nm 891239 796278 891239 993557 1052024 1124128 124090GBi kN 106949 246846 196073 278196 462891 269791 86863

GCB2 kN 1648209

13Alegerea sapei pentru forajul putului de exploatare

Conform datelor obtinute in paragrafele 11 si 12 s-a ales sape cu trei conuri conform STAS 328-86 Tipul sapei cu trei conuri este precizat de urmatorul semn grafic de nominalizare

Sapa cu trei conuri TRA-w(Ds) DLSp

15

unde TR reprezinta doua sau trei litere care denumeste natura rocii (rezistenta la forajtaria rocii si abrazivitatea) TReS SM M MA MT MTA T TE E A = A (abraziva) w(Ds) valoarea numerica a masurii diametrului nominal al sapei cu [Ds] = in D - tipul danturii DsD K L - tipul lagarelor L-L G Sp - tipul spalarii SP-J A Aj

Alegerea masurii diametrului nominal al sapei se face astfel incit aceasta sa poata realiza prin foraj spatiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubeaza putul respectiv si de conditiile de sonda si de asemenea sa poata trece prin CB anterioara prin burlanele cu diametrul interior minim (DimCBj-1) asigurind un joc interior minirn (δimCBj-1)

Se alege sapa pentru forajul putului de exploatare Conform studiilor geologice informatiilor de la sondele corelate si de asemenea informatiilor obtinute prin carotaj depozitul de roci care trebuie traversat este constituit din nisipuri presate si gresii de tarie medie abrazive Ca urmare se alege o sapa cu trei role pentru roci medii abrazive (MA) Aceasta sapa trebuie sa foreze o gaura care sa fie tubata cu o coloana de 5in = 127mm Pentru reusita operatiei de cimentare se recomanda un spatiu inelar cu masura

ɗCEr = 15mmDe asemenea ɗCE se pote aprecia cu expresia

ɗCE cong 012DCE (131)si se obtine ɗCE cong 012 ∙ 127mm = 1524mm cong 15mm Se constata ca cele doua masuri sunt apropiate Atunci folosind expresia

DSPE = DMCE+ 2 ɗCer (132)rezulta

DSPE = 1413mm+2∙ 15mm = 1713mmDar sapa trebuie sa treaca prin interiorul coloanei anterioare de 8⅝rdquo (2191mm) Aceasta coloana fiind

introdusa la adancimea de 3150m rezulta din diagrama de tubare ca ultimul sau tronson trebuie sa fie alcatuit din burlane cu grosimea maxima de perete de 127mm Deci diametrul interior minim al coloanei de burlane intermediare II CI(II) de 8⅝rdquo calculat cu relatia

DimCI(II) = DCI(II)-2 sBM (133)are masura

DimCI(II) = 2191mm-2∙ 127 mm= 1937mmFolosind tabelul 131 se observa ca se poate alege o sapa cu diametrul nominal 6 frac34rdquo (1715mm) cu

ajutorul careia se realizeaza spatiul inelar cu masura recomandata respectivɗCE = 05∙(1715mm-1413mm) = 151mm

si care poate trece prin tronsonul cu diametrul intrerior minim al CI(II) jocul interior minim determinat cu relatia

ɗimCI(II) = 05(DimCI(II) ndash DSPE) (134)are masura

ɗimCI(II) = 05(1937mm ndash 1715mm) = 111mmSimilar se aleg sapele pentru celelalte puturi iar rezultatele sunt centralizate in tabelul 112In continuare se alege varianta constructiva de sapa cu diametrul 6 frac34rdquo necesara pentru roci medii

abrazive Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

Pentru a sapa putul coloanei intermediara de burlane II CI(II) se alege o sapa cu aceleasi caracteristici dar cu diametrul de 11⅝rdquo

Pentru a sapa putul coloanei intermediare I CI(I) alegem o sapa cu diametrul de 17 frac12rdquo necesara pentru roci moi Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

In continuare se alege varianta constructiva de sapa pentru a fora putul CS Se alege spa cu diametrul de 26rdquo pentru roci slabe S-26J adica o sapa cu dinti din otel cu lagare cu alunecare neetanse si cu spalare exterioara cu fluid (cu jet)(J)

16

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

CUPRINS

CUPRINS1

INTRODUCERE3

1 ALEGEREA TIPULUI DE INSTALATIE DE FORAJ

11 Programul de construcţie aj sondei512 Determinarea profilurilor coloanelor de burlane si a greutăţii fiecarei coloane9

13 Alegerea sapei pentre forajul putului de exploatare13 14 Alegerea tipodimensiunilor de prăjinilor grele si calculul lungimii ansamblului de

adancime 16

15 Verificarea la flambaj a ansamblului de prăjini grele şi determinarea

componenţei ansamblului de adacircncime19

16 Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii

ansamblul superior al garniturii de foraj21

17 Alegerea prăjinii de antrenare23

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj26

19 Concluzii28

2 ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic2922 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig3123 Alegerea geamblacului de foraj3224 Alegerea elevatorului cu pene3525 Alegerea elevatorului pentru prăjinile de foraj3726 Alegerea chiolbaşilor3927 Alegerea cablului de manevra4028 Alegerea troliului de foraj4229 Concluzii 43

3 PARAMETRII SI CARACTERISTICILE MOTOARELORGRUPURILOR DEACŢIONARE SI CALCULUL PUTERII INSTALATE

31 Parametrii si caracteristicile motoarelorgrupurilor de acţionare4432 Alegerea modului de acţionare4533 Puterea consumatorilor auxiliari de forţa47

2

34 Calculul puterii instalate4935 Concluzii49

4 PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare (LCIPGA)si calculul coeficienţilor de icircnsumare si de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic50

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale LCIPGA si verificarea criteriului de de limitare a fenomenului de oboseala a ansamblului bucsa-rola52

43 Reprezentarea lanţului cinematic al sistemului de manevra si determinarea numărului de trepte de viteza57

44 Tipurile de transmisii mecanice de intrare in troliul de foraj (TF) si parametrii acestora58

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate in cadrul lantului cinematic la TF si parametrii lor58

46 Tipurile de cuplaje folosite in cadrul sistemului de manevra 5947 Modul de obtinere a treptelor de viteza si determinarea rapoartelor de transmitere totale 6248 Determinarea parametrilor dimensionali ai tobei de manevra(TM)6349 Concluzii67

5 CONCLUZII68

6 BIBLIOGRAFIE69

3

INTRODUCERE

Un proiect icircnseamnă o lucrare tehnica icircntocmita pe baza unei teme date care cuprinde calculele tehnico-economice desenele instrucţiuni de montaj si icircntreţinere etc necesare executării unei instalaţii construc ţii maşini unui utilaj dispozitiv unei scule etc

Instalaţiile de foraj in funcţie de metodele de foraj folosite au avut următoarea evoluţie

a) foraj percutant (cu cablu sau cu prăjini)b) foraj percutant hidraulicc) foraj rotativ hidraulicd) forajul cu turbina si motor elicoidal

Tendinţele care se manifesta in evoluţia instalaţiilor de foraj sunt

bull creşterea puterii instalate si a capacităţii instalaţiilor de foraj construitebull creşterea valorilor parametrilor cinematici si dinamici (viteze sarcini presiuni debite)bull modularea si interschimbabilitatea elementelor componentebull folosirea transmisiilor hidraulice si pneumaticebull acţionarea instalaţiei diesel-hidraulic diesel electric in curent continuu sau cu turbine cu

gazebull automatizarea si mecanizarea

Instalaţiile de foraj produse icircn prezent acoperă toate adacircncimile de foraj necesare pe plan mondial asiguracircnd performanțe economiceridicate Cercetările desfăşurate de specialişti inginerii romacircni avacircnd o contribuţie apreciabilă icircn acest domeniu conducacircnd la realizarea unor instalatii de foraj care corespund cerinţelor forajului atacirct din punct de vedere al adacircncimii cacirct şi al genului de antrenare al transportului al conditiilor climatice

Puterea motoarelor Diesel transmisă prin convertizoare hidraulice de cupru troliul de foraj prevăzut cu dispozitiv de avans automat al sapei fracircna auxiliară hidraulică sau electromagnetică prevăzută cu un cuplaj de mers liber limitatorul de cursă automat al macaralei cacircrlig sunt numai o parte din caracteristicile moderne constructive şi functionale specifice instalațiilor de foraj romacircnesti

O instalație de foraj este compusă din urmatoarele elemente

turla sau mastul care susţine echipamentul de manevră şi garnitura de foraj (compusă din prăjina conducătoare prăjini de foraj şi prăjini grele) echipamentul de manevră format din troliul de foraj care are rolul de transmite mişcarea de la motoare la mecanismul de ridicare şi masa rotativă de a uşura operaţia de icircnşurubare şi deşurubare a garniturii de foraj mecanismul de ridicare este compus din

- geamblac (partea fixă)- macara - cacircrlig (partea mobilă)- cablul care permite manevrarea sarcinii utile

echipamentul de rotire format din - masa rotativă care transmite mişcarea de rotație sapei- capul hidraulic care realizeaza legătura icircntre cacircrligul fix şi garnitura de foraj mobilă şi permite circulația fluidului de foraj din interior spre sapa

echipamentul de circulație este format din

4

- pompele de noroi care refulează fluidul de foraj cu presiune prin interiorul garniturii- manifoldul de aspirație prin care trece fluidul de foraj aspirat din haba in pompă- manifoldul de refulare prin intermediul căruia fluidul de foraj refulat de pompe ajunge icircn icircncărcătorul care face legătura icircntre conducta de refulare şi furtunul de foraj- furtunul de foraj mijlocește trecerea fluidului de foraj din incărcător icircn interiorul capului hidraulic- instalația pentru depozitarea prepararea şi curăţirea fluidului de foraj (habe jgheaburi site vibratoare hidrocicloane)

echipamentul de transmitere este format din cuplaje transmisii hidraulice transmisii intermediare cutii de viteze reductoare are rolul de a transmite mişcarea de la motoarele de acţionare la utilajele principale ale instalaţiei garnitura de foraj pentru transmiterea mişcării de la masa rotativă la sapa permite circulaţia fluidului de foraj spre talpa sondei şi montarea turbinei de foraj deasupra sapeiForajul si construcţia sondelor exploatarea zăcămintelor de tiței si gaze si transportul produselor

sunt bazate pe utilizarea unui volum foarte mare de material tubular diversificat ca forma si dimensiuni cu performante la limita superioară a posibilităţilor tehnice actuale Realizările privind adacircncimile de foraj (peste 8000 m la sondele de gaze si peste 10000 m la sondele pentru țiței) debitele si presiunile fluidelor transportate (diametrul conductelor de pana la 1420 mm si presiuni de pana la 120 bar) si perspectiva desfăşurării forajelor pacircnă la adacircncimi de 15000 m sunt determinate de progresele realizate in domeniul formelor constructive materialelor tehnologiilor de fabricaţie şi control precum şi a bazei de calcul de rezistenta şi stabilitate pentru garnitura de foraj burlanele pentru tubaj ţevile de extracţie şi conducte

5

CAPITOLUL 1

ALEGEREA INSTALATIEI DE FORAJ

11 Programul de constructie a sondei

Valori cunoscute in vederea constructiei sondei

- adacircncimea finală a sondei HM = 4200m- programul de tubare a sondei

- adacircncimea de tubare relativă pentru coloana de ordinul j yTj isin01304075 1in

- diametrul nominal al coloanei de tubare de ordinul j (diametrul exterior al coloanei deci şi a burlanelor din componenţa ei

DCBj 20 133 88 58 5 in

6

yTj =

HTj

HM (111) icircn care HTj este adacircncimea de tubare a coloanei de ordinul j

HM ndash adacircncimea maximă (finală) a sondei HTj =yTj middot HM (112)

HT1 = 013 middot 4200m = 546 mHT2 = 0 4 middot 4200m = 1680 mHT2 = 0 75 middot 4200m = 3150 m

HT4 = 1 middot 4200m = 4200m In tabelele 111 si 112 va fi prezentat programul de constructie a Sondei 8 Boldesti

Tabelul 111 Informatii generale despre Sonda 81 Boldesti1 Sonda 812 Structura geologica Boldesti3 Caracter Exploatare petrol4 Debit estimat cca 50 t24 h5 Adincimea proiectata 4200 m

6 Programul de tubare 20in x 546m13 38 in x 1680 m 8 58in x 3150m 5 in x

4200 m7 Tipul instalatiei de foraj F 320-3 DH

8 Durata de realizare montare-demontare32 zile pentru foraj 4 zile pentru probe90zile foraj 5 zile probe de productie

Tabelul 112 Programul de constructie a Sondei 81Boldesti

j CB HCBj= LCBj

(m)

LS

(m)yTj DCBj

(mm)Tip

burlane si IF

DMCBj

(mm)δCBj

(mm)DSPj

(mm)Tipul sapei

IFU-C

1

CSA 546 546 013 20in(508)

APIS

5334 633 26in(6604)

S-26 J 8 58 REG

2

CI(I) 1680 1134 04 13 38in

(3397)

APIB

3651 397 17 12in(4445)

M-17 12 DGJ

7 58 REG

3

CI(II) 3150 1470 075 8 58in(2191)

APIL

2445 254 11 58in (2953)

MA-11 58 in DGJ

6 58 REG

4

CE 4200 1050 1 5in(127)

APIL

1413 151 6 frac34 in(1715)

MA-6 frac34 DJG

3 frac12 REG

j CB DimCBj-1

(mm)δimCBj-1

(mm)δCBr

(mm)RCBj=

δ CB jDs

RCBr CSICBj CSICBr

1 CSA 4826 1905 50 0096 0100 0238 02502 CI (I) 30776 691 45 0090 0100 0220 02503 CI (II) 1937 111 25 0086 0090 0208 02204 CE - - 15 0088 0090 0214 0220

7

Tabelul 113 din care se alege spaţiul inelar δCE in funcţie de diametrul nominal al coloanei de exploatare DCE

Nr

Crt DequivDCB

mm (in)

δCB

mm

δCBr

mm

Condiţii de foraj (CF)

Normale (N) Complicate (C)

RCBr CSICBr RCBr CSICBr

1 1143(412)divide127(5) 137divide152 10divide15

0050

0065

0110

0150

0060

0090

0137

0220

2 1397(512)divide1583(614) 168divide191 15divide20

3 1683(658)divide1937(758) 202divide232 20divide25

4 2191(858)divide2445(958) 263divide293 25divide30

5 2731(1034)divide2894(1134) 328divide358 30divide35 0060

0090

0137

0220

0080

0100

0190

0250 6 3238(1234)divide3397(1338) 389divide408 35divide40

7 4064(16)divide5080(20) 488divide610 45divide50

Caracterul Sondei 81 Boldesti este de exploatare a petrolului dintr-un zacamint format din roci consolidate de tarie medii (M) si abrazive (A) Astfel coloana de exploatare (CE) se introduce cu siul fixat in acoperisul stratului productiv la adincimea maxima (HM) de 4200 m

Debitul zacamantului este estimat la cca50t24h ceea ce corespunde utilizarii unei CE cu diametrul naminal de 5in

In conformitate cu studiile geologice realizate in zona si cu sondele de corelare forate anterior structura traversata impune folosirea a patru coloane de burlane Nu este nevoie de o coloana de ghidare datorita faptului ca solul este compact In intervalul de cca 1500-1550m este traversat un zacamant de gaze ceea ce determina utilizarea unei coloane intermediare ICI(I) cu burlane cu filet Butters (B) pentru realizarea unei etansari bune

Coloanele sunt de tipul intregi adica tubeaza puturile forate pana la suprafata (bdquola zi) Ceea ce inseamna ca

LCBj=HCBj=HTj j=14 (113) Adincimea la care se realizeaza tubarea se determina cu relatia

yT j=HT j

H M (114)

de unde rezulta ca HT j= yT j ∙ H M

HT 1=013 ∙ 4200 m=546 m

HT 2=04 ∙ 4200 m=1680 m

HT 3=075 ∙ 4200 m=3150 m

HT 1=1∙ 4200 m=4200 m

Astfel se obtin datele inscrise in tabelul 112

Adancimea pe care se realizeaza saparea (Ls) se determina cu expresia

Ls=Lsj=ΔHCBj=HCBj-HCBj-1 j = l2nCB (115)

Ls 1=546 mminus0 m=546 m

8

Ls 2=1680 mminus546 m=1134m

Ls 3=3150 mminus1680 m=1470 mLs 4=4200 mminus3150 m=1050 m

Diametrul nominal al CB (DCB) este diametrul exterior al burlanelor care o alcatuiesc (DeB=DeCB) Masura diametrului nominal al fiecarei CB se determina prin bdquometoda de jos in sus plecind de la masura impusa diametrului CE In tabelul 112 sunt concentrate aceste valori exprimate atit in inch cit si in mm pe baza transformarii 1 in = 254 mm Burlanele sunt construite dupa normele API (America Petroleum Institute) si au urmatoarele tipuri de filete S pentru CSA B pentruCI(I) respectiv L pentru CI(II) si CEMasura diametrului mufei pentru fiecare coloana se preia din STAS 875-86

Tabelul 114 Masurile diametrului exterior al mufei

DCB = DB

in (mm)DMCB (mm)

SL B mufe normale B mufe speciale4 frac12 (1143) 1270 1270 12385 (127) 1413 1413 13655 frac12 (1397) 1537 1537 14926 58 (1683) 1877 1877 17787 (1778) 1945 1945 18737 58 (1937) 2159 2159 20648 58 (2191) 2445 2445 23189 58 (2445) 2699 2699 257110 frac34 (2730) 2984 2984 285711 frac34 (2984) 3238 3238 -12 frac34 (3238) 3510 - -13 38 (3397) 3651 3651 -20 (508) 5334 -

Spatiul inelar pentru fiecare CB SCBJ se calculeaza cu expresia de definitie

δCBj=05 times

(DSPj-DMCBj) (115a)

Valorile determinate prin calcul se compara cu masurile recomandate si anume δCBr

Se constata ca marimile determinate prin calcul corespund cu cele care sunt recomandate In STAS 328-86 exista un tabel cu corespondenta dintre DSPj DCBj si DCBj-1

Valoarea lui DimCBj-1 este preluata din STAS 875-86 pentru fiecare CBj-1 respectiv rezulta pe baza calculului de dimensionare prin adoptarea masurii standardizate

Valoarea lui δimCBj-1 se determina astfel

ΔimCBj-1=05 times

(DimCBj-1-DSPj) (115b)

9

12 Determinarea profilurilor coloanelor de burlane si a greutatii fiecarei coloane

Determinarea profilului unei coloane de burlane de ordinul j (CBj) din componenta sondei inseamna determinarea structurii ei reprezentate de

- numarul de tronsoane de burlane (nTj)- lungimea fiecarui tronson de burlane (lBi i=12nTj)- numarul de burlane din fiecare tronson (NBi i= 12 nTj)- clasa de rezistenta a otelului din care se confectioneaza burlanele din fiecare tronson (CBj)- grosimea de perete a corpului burlanului din fiecare tronson (sBi i = 1 2 nTj)- masa unitara (m1Bi) si greutatea unitara a burlanelor care compun fiecare tronson

(qB i = 1 2 ntj)Stabilirea structuriicomponentei CB se face in functie de solicitarile burlanelor de la adincimea la

care acestea sunt amplasate in cadrul coloaneiSe considera cele doua solicitari principale ale CB de tractiune datorita greutatii proprii aparente

(Ga) si de compresiune radiala si circumferentiala datorita presiunii exterioare a fiuiduiui de fpraj (pef) Se determina profilulstrucura fiecarei CB care echipeaza Sonda 81 Boldesti cu ajutorul

diagramelor de tubareDiagrama de tubare este o reprezentare a pozitiei fiecarui tronson de burlane impreuna cu

caracteristicile sale (lBi sBi CBi) in cadrul CB in functie de adincimea de tubare pentru coloana de tipul intreaga cu o anumita masura a diametrului nominal cu un anumit tip de imbinare filetata (S L B EL) calculata la cele doua actiuni principale (Ga si pef) considerind o anumita masura a densitatii fluidului de foraj si anumite valori ale coeficientilor de siguranta la turtire si la smulgerea din filet (conform fig 21)Pentru adincimea de introducere a coloanei de ordinul j (adincimea de tubare a putului de ordinul j HTI) se traseaza o linie verticala pina ce aceasta intersecteaza linia reprezentata la unghiul de 45deg care determina chiar lungimea coloanei (lungimea de tubare a putului) LCBj=LTj care este egala cu HTJ Linia verficala trasata astfel trece prin mai multe domenii fiecare dintre acestea apartinind unor burlane cu o anumita masura a grosimii de perete (SBi) si confectionate dintr-un otel de o anumita clasa de rezistenta (CBi) La intersectiile liniei verticale cu liniile de granita ce delimiteaza fiecare domeniu (pentru burlane cu SBI si CBI) se obtin lungimile Li-1 si Li i= 1 2 ntj care determina lungimea tronsonului respectiv de burlane lBA conform relatiei

lBi= Li-Li-1 (121)

lB1= 950m-0m = 950m

lB2= 2350m-950m = 1400m

lB3= 3850m-2350m = 1500m

lB4= 4200m-3850m = 350m

Astfel sunt puse in evidenta numarul de trosoane de burlane din care este alatuita coloana respectiva de ordinul j (ntj) si de asemenea pozitia (Li-1 si Li) si caracterisficile fiecarui tronson de burlane (lBi sBi CBi) Datele obtinute in acest fel sunt concentrate intr-un tabel

10

Cunoscind SBI din standardul de burlane STAS 875-86 se preia masa unitara a burlanelor (considerate cu o mufa infiletata la un capat) din fiecare tronson i m1Bi i=12ntj Cu ajutorul ei se calculeaza greutatea unitara a tronsonului

qBi=m1Bi∙g i=1 2 ntj (122)

qB1 = qB2 = qB3 =2234kgm∙981ms2 = 219155Nm

qB4 = 2681kgm∙ 981ms2 = 263006Nm

Apoi se determina greutatea fiecarui tronson de burlane

GBi=qBi˙lBi i=1 2 ntj (123)

GB1 = 219155Nm∙ 950m = 20819725N = 208197kN

GB2 = 219155Nm∙ 1400m = 306817N = 306817kN

GB3 = 219155Nm∙ 1500n = 3287325N = 328733kN

GB41 = 263006Nm ∙ 350m = 920521N = 92052kN

Cunoscind GBi i=1 2 ntj se calculeaza greutatea CB respective (de ordinul j)

GCBj= sumi=1

nt j

G B i (124)

GCE= sumi=1

4

G B i=208197 kN+306817 kN+328733 kN+92052 kN=935799 kN

Similar se calculeaza pentru CI(I) si CI(II) iar rezultatele se regasesc in tabelele 122 123 124

Tabelul 121 Caracteristicile burlanelor de tubare cu filet rotund lung (L) conform STAS 875-86

11

12

Fig 121 Determinarea profiluluistructurii CE de 5 in cu filet L din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 122 Caracteristicile CE

CB4=CE DCE= 5 in tip IF-APIL HT4=4200 ρf=1500 kgm3 nT4=4i 1 2 3 4

Li-1 m 0 950 2350 3850Li m 950 2350 3850 4200lBI m 950 1400 1500 350SBi m 752 752 752 919

CBI P110 N80 P110 P110m1Bi kgm 2234 2234 2234 2681qBi Nm 219155 219155 219155 263006GBi kN 208197 306817 328733 92052

GCB4 kN 935799

13

Fig 122 Determinarea profiluluistructurii CI(II) de 8 58 in cu filet B din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a acestui tip de coloana

Tabelul 123 Caracteristicile CI(II)

14

CB3=CI (II) DCI(II)= 8 58 in tip IF-APIL HT3=3150 ρf=1250 kgm3 nT3=5i 1 2 3 4 5

Li-1 m 0 800 1450 1880 2700Li m 800 1450 1880 2700 3150lBI m 800 650 430 820 450SBi m 1016 1016 1016 1143 127

CBI N80 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm 5362 5362 5362 5958 6553qBi Nm 526012 526012 526012 584480 642850GBi kN 420810 226185 226185 479274 289283

GCB3 kN 175746

Fig 123 Determinarea profiluluistructurii CA de 13 58 in cu filet S din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 124 Caracteristicile coloanei CI(I)

CB2=CBI(I) DCI(I)= 13 58 in tip IF-API B HT2=1680 ρf=1250 kgm3 nT2=7I 1 2 3 4 5 6 7

Li-1 m 0 120 430 650 930 1370 1610Li m 120 430 650 930 1370 1610 1680lBI m 120 310 220 280 440 240 70SBi m 1092 965 1092 1219 1306 1397 1544

CBI J55 J55 J55 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm

9085 8117 9085 10128 10724 11459 12649

qBi Nm 891239 796278 891239 993557 1052024 1124128 124090GBi kN 106949 246846 196073 278196 462891 269791 86863

GCB2 kN 1648209

13Alegerea sapei pentru forajul putului de exploatare

Conform datelor obtinute in paragrafele 11 si 12 s-a ales sape cu trei conuri conform STAS 328-86 Tipul sapei cu trei conuri este precizat de urmatorul semn grafic de nominalizare

Sapa cu trei conuri TRA-w(Ds) DLSp

15

unde TR reprezinta doua sau trei litere care denumeste natura rocii (rezistenta la forajtaria rocii si abrazivitatea) TReS SM M MA MT MTA T TE E A = A (abraziva) w(Ds) valoarea numerica a masurii diametrului nominal al sapei cu [Ds] = in D - tipul danturii DsD K L - tipul lagarelor L-L G Sp - tipul spalarii SP-J A Aj

Alegerea masurii diametrului nominal al sapei se face astfel incit aceasta sa poata realiza prin foraj spatiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubeaza putul respectiv si de conditiile de sonda si de asemenea sa poata trece prin CB anterioara prin burlanele cu diametrul interior minim (DimCBj-1) asigurind un joc interior minirn (δimCBj-1)

Se alege sapa pentru forajul putului de exploatare Conform studiilor geologice informatiilor de la sondele corelate si de asemenea informatiilor obtinute prin carotaj depozitul de roci care trebuie traversat este constituit din nisipuri presate si gresii de tarie medie abrazive Ca urmare se alege o sapa cu trei role pentru roci medii abrazive (MA) Aceasta sapa trebuie sa foreze o gaura care sa fie tubata cu o coloana de 5in = 127mm Pentru reusita operatiei de cimentare se recomanda un spatiu inelar cu masura

ɗCEr = 15mmDe asemenea ɗCE se pote aprecia cu expresia

ɗCE cong 012DCE (131)si se obtine ɗCE cong 012 ∙ 127mm = 1524mm cong 15mm Se constata ca cele doua masuri sunt apropiate Atunci folosind expresia

DSPE = DMCE+ 2 ɗCer (132)rezulta

DSPE = 1413mm+2∙ 15mm = 1713mmDar sapa trebuie sa treaca prin interiorul coloanei anterioare de 8⅝rdquo (2191mm) Aceasta coloana fiind

introdusa la adancimea de 3150m rezulta din diagrama de tubare ca ultimul sau tronson trebuie sa fie alcatuit din burlane cu grosimea maxima de perete de 127mm Deci diametrul interior minim al coloanei de burlane intermediare II CI(II) de 8⅝rdquo calculat cu relatia

DimCI(II) = DCI(II)-2 sBM (133)are masura

DimCI(II) = 2191mm-2∙ 127 mm= 1937mmFolosind tabelul 131 se observa ca se poate alege o sapa cu diametrul nominal 6 frac34rdquo (1715mm) cu

ajutorul careia se realizeaza spatiul inelar cu masura recomandata respectivɗCE = 05∙(1715mm-1413mm) = 151mm

si care poate trece prin tronsonul cu diametrul intrerior minim al CI(II) jocul interior minim determinat cu relatia

ɗimCI(II) = 05(DimCI(II) ndash DSPE) (134)are masura

ɗimCI(II) = 05(1937mm ndash 1715mm) = 111mmSimilar se aleg sapele pentru celelalte puturi iar rezultatele sunt centralizate in tabelul 112In continuare se alege varianta constructiva de sapa cu diametrul 6 frac34rdquo necesara pentru roci medii

abrazive Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

Pentru a sapa putul coloanei intermediara de burlane II CI(II) se alege o sapa cu aceleasi caracteristici dar cu diametrul de 11⅝rdquo

Pentru a sapa putul coloanei intermediare I CI(I) alegem o sapa cu diametrul de 17 frac12rdquo necesara pentru roci moi Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

In continuare se alege varianta constructiva de sapa pentru a fora putul CS Se alege spa cu diametrul de 26rdquo pentru roci slabe S-26J adica o sapa cu dinti din otel cu lagare cu alunecare neetanse si cu spalare exterioara cu fluid (cu jet)(J)

16

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

34 Calculul puterii instalate4935 Concluzii49

4 PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare (LCIPGA)si calculul coeficienţilor de icircnsumare si de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic50

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale LCIPGA si verificarea criteriului de de limitare a fenomenului de oboseala a ansamblului bucsa-rola52

43 Reprezentarea lanţului cinematic al sistemului de manevra si determinarea numărului de trepte de viteza57

44 Tipurile de transmisii mecanice de intrare in troliul de foraj (TF) si parametrii acestora58

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate in cadrul lantului cinematic la TF si parametrii lor58

46 Tipurile de cuplaje folosite in cadrul sistemului de manevra 5947 Modul de obtinere a treptelor de viteza si determinarea rapoartelor de transmitere totale 6248 Determinarea parametrilor dimensionali ai tobei de manevra(TM)6349 Concluzii67

5 CONCLUZII68

6 BIBLIOGRAFIE69

3

INTRODUCERE

Un proiect icircnseamnă o lucrare tehnica icircntocmita pe baza unei teme date care cuprinde calculele tehnico-economice desenele instrucţiuni de montaj si icircntreţinere etc necesare executării unei instalaţii construc ţii maşini unui utilaj dispozitiv unei scule etc

Instalaţiile de foraj in funcţie de metodele de foraj folosite au avut următoarea evoluţie

a) foraj percutant (cu cablu sau cu prăjini)b) foraj percutant hidraulicc) foraj rotativ hidraulicd) forajul cu turbina si motor elicoidal

Tendinţele care se manifesta in evoluţia instalaţiilor de foraj sunt

bull creşterea puterii instalate si a capacităţii instalaţiilor de foraj construitebull creşterea valorilor parametrilor cinematici si dinamici (viteze sarcini presiuni debite)bull modularea si interschimbabilitatea elementelor componentebull folosirea transmisiilor hidraulice si pneumaticebull acţionarea instalaţiei diesel-hidraulic diesel electric in curent continuu sau cu turbine cu

gazebull automatizarea si mecanizarea

Instalaţiile de foraj produse icircn prezent acoperă toate adacircncimile de foraj necesare pe plan mondial asiguracircnd performanțe economiceridicate Cercetările desfăşurate de specialişti inginerii romacircni avacircnd o contribuţie apreciabilă icircn acest domeniu conducacircnd la realizarea unor instalatii de foraj care corespund cerinţelor forajului atacirct din punct de vedere al adacircncimii cacirct şi al genului de antrenare al transportului al conditiilor climatice

Puterea motoarelor Diesel transmisă prin convertizoare hidraulice de cupru troliul de foraj prevăzut cu dispozitiv de avans automat al sapei fracircna auxiliară hidraulică sau electromagnetică prevăzută cu un cuplaj de mers liber limitatorul de cursă automat al macaralei cacircrlig sunt numai o parte din caracteristicile moderne constructive şi functionale specifice instalațiilor de foraj romacircnesti

O instalație de foraj este compusă din urmatoarele elemente

turla sau mastul care susţine echipamentul de manevră şi garnitura de foraj (compusă din prăjina conducătoare prăjini de foraj şi prăjini grele) echipamentul de manevră format din troliul de foraj care are rolul de transmite mişcarea de la motoare la mecanismul de ridicare şi masa rotativă de a uşura operaţia de icircnşurubare şi deşurubare a garniturii de foraj mecanismul de ridicare este compus din

- geamblac (partea fixă)- macara - cacircrlig (partea mobilă)- cablul care permite manevrarea sarcinii utile

echipamentul de rotire format din - masa rotativă care transmite mişcarea de rotație sapei- capul hidraulic care realizeaza legătura icircntre cacircrligul fix şi garnitura de foraj mobilă şi permite circulația fluidului de foraj din interior spre sapa

echipamentul de circulație este format din

4

- pompele de noroi care refulează fluidul de foraj cu presiune prin interiorul garniturii- manifoldul de aspirație prin care trece fluidul de foraj aspirat din haba in pompă- manifoldul de refulare prin intermediul căruia fluidul de foraj refulat de pompe ajunge icircn icircncărcătorul care face legătura icircntre conducta de refulare şi furtunul de foraj- furtunul de foraj mijlocește trecerea fluidului de foraj din incărcător icircn interiorul capului hidraulic- instalația pentru depozitarea prepararea şi curăţirea fluidului de foraj (habe jgheaburi site vibratoare hidrocicloane)

echipamentul de transmitere este format din cuplaje transmisii hidraulice transmisii intermediare cutii de viteze reductoare are rolul de a transmite mişcarea de la motoarele de acţionare la utilajele principale ale instalaţiei garnitura de foraj pentru transmiterea mişcării de la masa rotativă la sapa permite circulaţia fluidului de foraj spre talpa sondei şi montarea turbinei de foraj deasupra sapeiForajul si construcţia sondelor exploatarea zăcămintelor de tiței si gaze si transportul produselor

sunt bazate pe utilizarea unui volum foarte mare de material tubular diversificat ca forma si dimensiuni cu performante la limita superioară a posibilităţilor tehnice actuale Realizările privind adacircncimile de foraj (peste 8000 m la sondele de gaze si peste 10000 m la sondele pentru țiței) debitele si presiunile fluidelor transportate (diametrul conductelor de pana la 1420 mm si presiuni de pana la 120 bar) si perspectiva desfăşurării forajelor pacircnă la adacircncimi de 15000 m sunt determinate de progresele realizate in domeniul formelor constructive materialelor tehnologiilor de fabricaţie şi control precum şi a bazei de calcul de rezistenta şi stabilitate pentru garnitura de foraj burlanele pentru tubaj ţevile de extracţie şi conducte

5

CAPITOLUL 1

ALEGEREA INSTALATIEI DE FORAJ

11 Programul de constructie a sondei

Valori cunoscute in vederea constructiei sondei

- adacircncimea finală a sondei HM = 4200m- programul de tubare a sondei

- adacircncimea de tubare relativă pentru coloana de ordinul j yTj isin01304075 1in

- diametrul nominal al coloanei de tubare de ordinul j (diametrul exterior al coloanei deci şi a burlanelor din componenţa ei

DCBj 20 133 88 58 5 in

6

yTj =

HTj

HM (111) icircn care HTj este adacircncimea de tubare a coloanei de ordinul j

HM ndash adacircncimea maximă (finală) a sondei HTj =yTj middot HM (112)

HT1 = 013 middot 4200m = 546 mHT2 = 0 4 middot 4200m = 1680 mHT2 = 0 75 middot 4200m = 3150 m

HT4 = 1 middot 4200m = 4200m In tabelele 111 si 112 va fi prezentat programul de constructie a Sondei 8 Boldesti

Tabelul 111 Informatii generale despre Sonda 81 Boldesti1 Sonda 812 Structura geologica Boldesti3 Caracter Exploatare petrol4 Debit estimat cca 50 t24 h5 Adincimea proiectata 4200 m

6 Programul de tubare 20in x 546m13 38 in x 1680 m 8 58in x 3150m 5 in x

4200 m7 Tipul instalatiei de foraj F 320-3 DH

8 Durata de realizare montare-demontare32 zile pentru foraj 4 zile pentru probe90zile foraj 5 zile probe de productie

Tabelul 112 Programul de constructie a Sondei 81Boldesti

j CB HCBj= LCBj

(m)

LS

(m)yTj DCBj

(mm)Tip

burlane si IF

DMCBj

(mm)δCBj

(mm)DSPj

(mm)Tipul sapei

IFU-C

1

CSA 546 546 013 20in(508)

APIS

5334 633 26in(6604)

S-26 J 8 58 REG

2

CI(I) 1680 1134 04 13 38in

(3397)

APIB

3651 397 17 12in(4445)

M-17 12 DGJ

7 58 REG

3

CI(II) 3150 1470 075 8 58in(2191)

APIL

2445 254 11 58in (2953)

MA-11 58 in DGJ

6 58 REG

4

CE 4200 1050 1 5in(127)

APIL

1413 151 6 frac34 in(1715)

MA-6 frac34 DJG

3 frac12 REG

j CB DimCBj-1

(mm)δimCBj-1

(mm)δCBr

(mm)RCBj=

δ CB jDs

RCBr CSICBj CSICBr

1 CSA 4826 1905 50 0096 0100 0238 02502 CI (I) 30776 691 45 0090 0100 0220 02503 CI (II) 1937 111 25 0086 0090 0208 02204 CE - - 15 0088 0090 0214 0220

7

Tabelul 113 din care se alege spaţiul inelar δCE in funcţie de diametrul nominal al coloanei de exploatare DCE

Nr

Crt DequivDCB

mm (in)

δCB

mm

δCBr

mm

Condiţii de foraj (CF)

Normale (N) Complicate (C)

RCBr CSICBr RCBr CSICBr

1 1143(412)divide127(5) 137divide152 10divide15

0050

0065

0110

0150

0060

0090

0137

0220

2 1397(512)divide1583(614) 168divide191 15divide20

3 1683(658)divide1937(758) 202divide232 20divide25

4 2191(858)divide2445(958) 263divide293 25divide30

5 2731(1034)divide2894(1134) 328divide358 30divide35 0060

0090

0137

0220

0080

0100

0190

0250 6 3238(1234)divide3397(1338) 389divide408 35divide40

7 4064(16)divide5080(20) 488divide610 45divide50

Caracterul Sondei 81 Boldesti este de exploatare a petrolului dintr-un zacamint format din roci consolidate de tarie medii (M) si abrazive (A) Astfel coloana de exploatare (CE) se introduce cu siul fixat in acoperisul stratului productiv la adincimea maxima (HM) de 4200 m

Debitul zacamantului este estimat la cca50t24h ceea ce corespunde utilizarii unei CE cu diametrul naminal de 5in

In conformitate cu studiile geologice realizate in zona si cu sondele de corelare forate anterior structura traversata impune folosirea a patru coloane de burlane Nu este nevoie de o coloana de ghidare datorita faptului ca solul este compact In intervalul de cca 1500-1550m este traversat un zacamant de gaze ceea ce determina utilizarea unei coloane intermediare ICI(I) cu burlane cu filet Butters (B) pentru realizarea unei etansari bune

Coloanele sunt de tipul intregi adica tubeaza puturile forate pana la suprafata (bdquola zi) Ceea ce inseamna ca

LCBj=HCBj=HTj j=14 (113) Adincimea la care se realizeaza tubarea se determina cu relatia

yT j=HT j

H M (114)

de unde rezulta ca HT j= yT j ∙ H M

HT 1=013 ∙ 4200 m=546 m

HT 2=04 ∙ 4200 m=1680 m

HT 3=075 ∙ 4200 m=3150 m

HT 1=1∙ 4200 m=4200 m

Astfel se obtin datele inscrise in tabelul 112

Adancimea pe care se realizeaza saparea (Ls) se determina cu expresia

Ls=Lsj=ΔHCBj=HCBj-HCBj-1 j = l2nCB (115)

Ls 1=546 mminus0 m=546 m

8

Ls 2=1680 mminus546 m=1134m

Ls 3=3150 mminus1680 m=1470 mLs 4=4200 mminus3150 m=1050 m

Diametrul nominal al CB (DCB) este diametrul exterior al burlanelor care o alcatuiesc (DeB=DeCB) Masura diametrului nominal al fiecarei CB se determina prin bdquometoda de jos in sus plecind de la masura impusa diametrului CE In tabelul 112 sunt concentrate aceste valori exprimate atit in inch cit si in mm pe baza transformarii 1 in = 254 mm Burlanele sunt construite dupa normele API (America Petroleum Institute) si au urmatoarele tipuri de filete S pentru CSA B pentruCI(I) respectiv L pentru CI(II) si CEMasura diametrului mufei pentru fiecare coloana se preia din STAS 875-86

Tabelul 114 Masurile diametrului exterior al mufei

DCB = DB

in (mm)DMCB (mm)

SL B mufe normale B mufe speciale4 frac12 (1143) 1270 1270 12385 (127) 1413 1413 13655 frac12 (1397) 1537 1537 14926 58 (1683) 1877 1877 17787 (1778) 1945 1945 18737 58 (1937) 2159 2159 20648 58 (2191) 2445 2445 23189 58 (2445) 2699 2699 257110 frac34 (2730) 2984 2984 285711 frac34 (2984) 3238 3238 -12 frac34 (3238) 3510 - -13 38 (3397) 3651 3651 -20 (508) 5334 -

Spatiul inelar pentru fiecare CB SCBJ se calculeaza cu expresia de definitie

δCBj=05 times

(DSPj-DMCBj) (115a)

Valorile determinate prin calcul se compara cu masurile recomandate si anume δCBr

Se constata ca marimile determinate prin calcul corespund cu cele care sunt recomandate In STAS 328-86 exista un tabel cu corespondenta dintre DSPj DCBj si DCBj-1

Valoarea lui DimCBj-1 este preluata din STAS 875-86 pentru fiecare CBj-1 respectiv rezulta pe baza calculului de dimensionare prin adoptarea masurii standardizate

Valoarea lui δimCBj-1 se determina astfel

ΔimCBj-1=05 times

(DimCBj-1-DSPj) (115b)

9

12 Determinarea profilurilor coloanelor de burlane si a greutatii fiecarei coloane

Determinarea profilului unei coloane de burlane de ordinul j (CBj) din componenta sondei inseamna determinarea structurii ei reprezentate de

- numarul de tronsoane de burlane (nTj)- lungimea fiecarui tronson de burlane (lBi i=12nTj)- numarul de burlane din fiecare tronson (NBi i= 12 nTj)- clasa de rezistenta a otelului din care se confectioneaza burlanele din fiecare tronson (CBj)- grosimea de perete a corpului burlanului din fiecare tronson (sBi i = 1 2 nTj)- masa unitara (m1Bi) si greutatea unitara a burlanelor care compun fiecare tronson

(qB i = 1 2 ntj)Stabilirea structuriicomponentei CB se face in functie de solicitarile burlanelor de la adincimea la

care acestea sunt amplasate in cadrul coloaneiSe considera cele doua solicitari principale ale CB de tractiune datorita greutatii proprii aparente

(Ga) si de compresiune radiala si circumferentiala datorita presiunii exterioare a fiuiduiui de fpraj (pef) Se determina profilulstrucura fiecarei CB care echipeaza Sonda 81 Boldesti cu ajutorul

diagramelor de tubareDiagrama de tubare este o reprezentare a pozitiei fiecarui tronson de burlane impreuna cu

caracteristicile sale (lBi sBi CBi) in cadrul CB in functie de adincimea de tubare pentru coloana de tipul intreaga cu o anumita masura a diametrului nominal cu un anumit tip de imbinare filetata (S L B EL) calculata la cele doua actiuni principale (Ga si pef) considerind o anumita masura a densitatii fluidului de foraj si anumite valori ale coeficientilor de siguranta la turtire si la smulgerea din filet (conform fig 21)Pentru adincimea de introducere a coloanei de ordinul j (adincimea de tubare a putului de ordinul j HTI) se traseaza o linie verticala pina ce aceasta intersecteaza linia reprezentata la unghiul de 45deg care determina chiar lungimea coloanei (lungimea de tubare a putului) LCBj=LTj care este egala cu HTJ Linia verficala trasata astfel trece prin mai multe domenii fiecare dintre acestea apartinind unor burlane cu o anumita masura a grosimii de perete (SBi) si confectionate dintr-un otel de o anumita clasa de rezistenta (CBi) La intersectiile liniei verticale cu liniile de granita ce delimiteaza fiecare domeniu (pentru burlane cu SBI si CBI) se obtin lungimile Li-1 si Li i= 1 2 ntj care determina lungimea tronsonului respectiv de burlane lBA conform relatiei

lBi= Li-Li-1 (121)

lB1= 950m-0m = 950m

lB2= 2350m-950m = 1400m

lB3= 3850m-2350m = 1500m

lB4= 4200m-3850m = 350m

Astfel sunt puse in evidenta numarul de trosoane de burlane din care este alatuita coloana respectiva de ordinul j (ntj) si de asemenea pozitia (Li-1 si Li) si caracterisficile fiecarui tronson de burlane (lBi sBi CBi) Datele obtinute in acest fel sunt concentrate intr-un tabel

10

Cunoscind SBI din standardul de burlane STAS 875-86 se preia masa unitara a burlanelor (considerate cu o mufa infiletata la un capat) din fiecare tronson i m1Bi i=12ntj Cu ajutorul ei se calculeaza greutatea unitara a tronsonului

qBi=m1Bi∙g i=1 2 ntj (122)

qB1 = qB2 = qB3 =2234kgm∙981ms2 = 219155Nm

qB4 = 2681kgm∙ 981ms2 = 263006Nm

Apoi se determina greutatea fiecarui tronson de burlane

GBi=qBi˙lBi i=1 2 ntj (123)

GB1 = 219155Nm∙ 950m = 20819725N = 208197kN

GB2 = 219155Nm∙ 1400m = 306817N = 306817kN

GB3 = 219155Nm∙ 1500n = 3287325N = 328733kN

GB41 = 263006Nm ∙ 350m = 920521N = 92052kN

Cunoscind GBi i=1 2 ntj se calculeaza greutatea CB respective (de ordinul j)

GCBj= sumi=1

nt j

G B i (124)

GCE= sumi=1

4

G B i=208197 kN+306817 kN+328733 kN+92052 kN=935799 kN

Similar se calculeaza pentru CI(I) si CI(II) iar rezultatele se regasesc in tabelele 122 123 124

Tabelul 121 Caracteristicile burlanelor de tubare cu filet rotund lung (L) conform STAS 875-86

11

12

Fig 121 Determinarea profiluluistructurii CE de 5 in cu filet L din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 122 Caracteristicile CE

CB4=CE DCE= 5 in tip IF-APIL HT4=4200 ρf=1500 kgm3 nT4=4i 1 2 3 4

Li-1 m 0 950 2350 3850Li m 950 2350 3850 4200lBI m 950 1400 1500 350SBi m 752 752 752 919

CBI P110 N80 P110 P110m1Bi kgm 2234 2234 2234 2681qBi Nm 219155 219155 219155 263006GBi kN 208197 306817 328733 92052

GCB4 kN 935799

13

Fig 122 Determinarea profiluluistructurii CI(II) de 8 58 in cu filet B din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a acestui tip de coloana

Tabelul 123 Caracteristicile CI(II)

14

CB3=CI (II) DCI(II)= 8 58 in tip IF-APIL HT3=3150 ρf=1250 kgm3 nT3=5i 1 2 3 4 5

Li-1 m 0 800 1450 1880 2700Li m 800 1450 1880 2700 3150lBI m 800 650 430 820 450SBi m 1016 1016 1016 1143 127

CBI N80 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm 5362 5362 5362 5958 6553qBi Nm 526012 526012 526012 584480 642850GBi kN 420810 226185 226185 479274 289283

GCB3 kN 175746

Fig 123 Determinarea profiluluistructurii CA de 13 58 in cu filet S din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 124 Caracteristicile coloanei CI(I)

CB2=CBI(I) DCI(I)= 13 58 in tip IF-API B HT2=1680 ρf=1250 kgm3 nT2=7I 1 2 3 4 5 6 7

Li-1 m 0 120 430 650 930 1370 1610Li m 120 430 650 930 1370 1610 1680lBI m 120 310 220 280 440 240 70SBi m 1092 965 1092 1219 1306 1397 1544

CBI J55 J55 J55 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm

9085 8117 9085 10128 10724 11459 12649

qBi Nm 891239 796278 891239 993557 1052024 1124128 124090GBi kN 106949 246846 196073 278196 462891 269791 86863

GCB2 kN 1648209

13Alegerea sapei pentru forajul putului de exploatare

Conform datelor obtinute in paragrafele 11 si 12 s-a ales sape cu trei conuri conform STAS 328-86 Tipul sapei cu trei conuri este precizat de urmatorul semn grafic de nominalizare

Sapa cu trei conuri TRA-w(Ds) DLSp

15

unde TR reprezinta doua sau trei litere care denumeste natura rocii (rezistenta la forajtaria rocii si abrazivitatea) TReS SM M MA MT MTA T TE E A = A (abraziva) w(Ds) valoarea numerica a masurii diametrului nominal al sapei cu [Ds] = in D - tipul danturii DsD K L - tipul lagarelor L-L G Sp - tipul spalarii SP-J A Aj

Alegerea masurii diametrului nominal al sapei se face astfel incit aceasta sa poata realiza prin foraj spatiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubeaza putul respectiv si de conditiile de sonda si de asemenea sa poata trece prin CB anterioara prin burlanele cu diametrul interior minim (DimCBj-1) asigurind un joc interior minirn (δimCBj-1)

Se alege sapa pentru forajul putului de exploatare Conform studiilor geologice informatiilor de la sondele corelate si de asemenea informatiilor obtinute prin carotaj depozitul de roci care trebuie traversat este constituit din nisipuri presate si gresii de tarie medie abrazive Ca urmare se alege o sapa cu trei role pentru roci medii abrazive (MA) Aceasta sapa trebuie sa foreze o gaura care sa fie tubata cu o coloana de 5in = 127mm Pentru reusita operatiei de cimentare se recomanda un spatiu inelar cu masura

ɗCEr = 15mmDe asemenea ɗCE se pote aprecia cu expresia

ɗCE cong 012DCE (131)si se obtine ɗCE cong 012 ∙ 127mm = 1524mm cong 15mm Se constata ca cele doua masuri sunt apropiate Atunci folosind expresia

DSPE = DMCE+ 2 ɗCer (132)rezulta

DSPE = 1413mm+2∙ 15mm = 1713mmDar sapa trebuie sa treaca prin interiorul coloanei anterioare de 8⅝rdquo (2191mm) Aceasta coloana fiind

introdusa la adancimea de 3150m rezulta din diagrama de tubare ca ultimul sau tronson trebuie sa fie alcatuit din burlane cu grosimea maxima de perete de 127mm Deci diametrul interior minim al coloanei de burlane intermediare II CI(II) de 8⅝rdquo calculat cu relatia

DimCI(II) = DCI(II)-2 sBM (133)are masura

DimCI(II) = 2191mm-2∙ 127 mm= 1937mmFolosind tabelul 131 se observa ca se poate alege o sapa cu diametrul nominal 6 frac34rdquo (1715mm) cu

ajutorul careia se realizeaza spatiul inelar cu masura recomandata respectivɗCE = 05∙(1715mm-1413mm) = 151mm

si care poate trece prin tronsonul cu diametrul intrerior minim al CI(II) jocul interior minim determinat cu relatia

ɗimCI(II) = 05(DimCI(II) ndash DSPE) (134)are masura

ɗimCI(II) = 05(1937mm ndash 1715mm) = 111mmSimilar se aleg sapele pentru celelalte puturi iar rezultatele sunt centralizate in tabelul 112In continuare se alege varianta constructiva de sapa cu diametrul 6 frac34rdquo necesara pentru roci medii

abrazive Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

Pentru a sapa putul coloanei intermediara de burlane II CI(II) se alege o sapa cu aceleasi caracteristici dar cu diametrul de 11⅝rdquo

Pentru a sapa putul coloanei intermediare I CI(I) alegem o sapa cu diametrul de 17 frac12rdquo necesara pentru roci moi Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

In continuare se alege varianta constructiva de sapa pentru a fora putul CS Se alege spa cu diametrul de 26rdquo pentru roci slabe S-26J adica o sapa cu dinti din otel cu lagare cu alunecare neetanse si cu spalare exterioara cu fluid (cu jet)(J)

16

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

INTRODUCERE

Un proiect icircnseamnă o lucrare tehnica icircntocmita pe baza unei teme date care cuprinde calculele tehnico-economice desenele instrucţiuni de montaj si icircntreţinere etc necesare executării unei instalaţii construc ţii maşini unui utilaj dispozitiv unei scule etc

Instalaţiile de foraj in funcţie de metodele de foraj folosite au avut următoarea evoluţie

a) foraj percutant (cu cablu sau cu prăjini)b) foraj percutant hidraulicc) foraj rotativ hidraulicd) forajul cu turbina si motor elicoidal

Tendinţele care se manifesta in evoluţia instalaţiilor de foraj sunt

bull creşterea puterii instalate si a capacităţii instalaţiilor de foraj construitebull creşterea valorilor parametrilor cinematici si dinamici (viteze sarcini presiuni debite)bull modularea si interschimbabilitatea elementelor componentebull folosirea transmisiilor hidraulice si pneumaticebull acţionarea instalaţiei diesel-hidraulic diesel electric in curent continuu sau cu turbine cu

gazebull automatizarea si mecanizarea

Instalaţiile de foraj produse icircn prezent acoperă toate adacircncimile de foraj necesare pe plan mondial asiguracircnd performanțe economiceridicate Cercetările desfăşurate de specialişti inginerii romacircni avacircnd o contribuţie apreciabilă icircn acest domeniu conducacircnd la realizarea unor instalatii de foraj care corespund cerinţelor forajului atacirct din punct de vedere al adacircncimii cacirct şi al genului de antrenare al transportului al conditiilor climatice

Puterea motoarelor Diesel transmisă prin convertizoare hidraulice de cupru troliul de foraj prevăzut cu dispozitiv de avans automat al sapei fracircna auxiliară hidraulică sau electromagnetică prevăzută cu un cuplaj de mers liber limitatorul de cursă automat al macaralei cacircrlig sunt numai o parte din caracteristicile moderne constructive şi functionale specifice instalațiilor de foraj romacircnesti

O instalație de foraj este compusă din urmatoarele elemente

turla sau mastul care susţine echipamentul de manevră şi garnitura de foraj (compusă din prăjina conducătoare prăjini de foraj şi prăjini grele) echipamentul de manevră format din troliul de foraj care are rolul de transmite mişcarea de la motoare la mecanismul de ridicare şi masa rotativă de a uşura operaţia de icircnşurubare şi deşurubare a garniturii de foraj mecanismul de ridicare este compus din

- geamblac (partea fixă)- macara - cacircrlig (partea mobilă)- cablul care permite manevrarea sarcinii utile

echipamentul de rotire format din - masa rotativă care transmite mişcarea de rotație sapei- capul hidraulic care realizeaza legătura icircntre cacircrligul fix şi garnitura de foraj mobilă şi permite circulația fluidului de foraj din interior spre sapa

echipamentul de circulație este format din

4

- pompele de noroi care refulează fluidul de foraj cu presiune prin interiorul garniturii- manifoldul de aspirație prin care trece fluidul de foraj aspirat din haba in pompă- manifoldul de refulare prin intermediul căruia fluidul de foraj refulat de pompe ajunge icircn icircncărcătorul care face legătura icircntre conducta de refulare şi furtunul de foraj- furtunul de foraj mijlocește trecerea fluidului de foraj din incărcător icircn interiorul capului hidraulic- instalația pentru depozitarea prepararea şi curăţirea fluidului de foraj (habe jgheaburi site vibratoare hidrocicloane)

echipamentul de transmitere este format din cuplaje transmisii hidraulice transmisii intermediare cutii de viteze reductoare are rolul de a transmite mişcarea de la motoarele de acţionare la utilajele principale ale instalaţiei garnitura de foraj pentru transmiterea mişcării de la masa rotativă la sapa permite circulaţia fluidului de foraj spre talpa sondei şi montarea turbinei de foraj deasupra sapeiForajul si construcţia sondelor exploatarea zăcămintelor de tiței si gaze si transportul produselor

sunt bazate pe utilizarea unui volum foarte mare de material tubular diversificat ca forma si dimensiuni cu performante la limita superioară a posibilităţilor tehnice actuale Realizările privind adacircncimile de foraj (peste 8000 m la sondele de gaze si peste 10000 m la sondele pentru țiței) debitele si presiunile fluidelor transportate (diametrul conductelor de pana la 1420 mm si presiuni de pana la 120 bar) si perspectiva desfăşurării forajelor pacircnă la adacircncimi de 15000 m sunt determinate de progresele realizate in domeniul formelor constructive materialelor tehnologiilor de fabricaţie şi control precum şi a bazei de calcul de rezistenta şi stabilitate pentru garnitura de foraj burlanele pentru tubaj ţevile de extracţie şi conducte

5

CAPITOLUL 1

ALEGEREA INSTALATIEI DE FORAJ

11 Programul de constructie a sondei

Valori cunoscute in vederea constructiei sondei

- adacircncimea finală a sondei HM = 4200m- programul de tubare a sondei

- adacircncimea de tubare relativă pentru coloana de ordinul j yTj isin01304075 1in

- diametrul nominal al coloanei de tubare de ordinul j (diametrul exterior al coloanei deci şi a burlanelor din componenţa ei

DCBj 20 133 88 58 5 in

6

yTj =

HTj

HM (111) icircn care HTj este adacircncimea de tubare a coloanei de ordinul j

HM ndash adacircncimea maximă (finală) a sondei HTj =yTj middot HM (112)

HT1 = 013 middot 4200m = 546 mHT2 = 0 4 middot 4200m = 1680 mHT2 = 0 75 middot 4200m = 3150 m

HT4 = 1 middot 4200m = 4200m In tabelele 111 si 112 va fi prezentat programul de constructie a Sondei 8 Boldesti

Tabelul 111 Informatii generale despre Sonda 81 Boldesti1 Sonda 812 Structura geologica Boldesti3 Caracter Exploatare petrol4 Debit estimat cca 50 t24 h5 Adincimea proiectata 4200 m

6 Programul de tubare 20in x 546m13 38 in x 1680 m 8 58in x 3150m 5 in x

4200 m7 Tipul instalatiei de foraj F 320-3 DH

8 Durata de realizare montare-demontare32 zile pentru foraj 4 zile pentru probe90zile foraj 5 zile probe de productie

Tabelul 112 Programul de constructie a Sondei 81Boldesti

j CB HCBj= LCBj

(m)

LS

(m)yTj DCBj

(mm)Tip

burlane si IF

DMCBj

(mm)δCBj

(mm)DSPj

(mm)Tipul sapei

IFU-C

1

CSA 546 546 013 20in(508)

APIS

5334 633 26in(6604)

S-26 J 8 58 REG

2

CI(I) 1680 1134 04 13 38in

(3397)

APIB

3651 397 17 12in(4445)

M-17 12 DGJ

7 58 REG

3

CI(II) 3150 1470 075 8 58in(2191)

APIL

2445 254 11 58in (2953)

MA-11 58 in DGJ

6 58 REG

4

CE 4200 1050 1 5in(127)

APIL

1413 151 6 frac34 in(1715)

MA-6 frac34 DJG

3 frac12 REG

j CB DimCBj-1

(mm)δimCBj-1

(mm)δCBr

(mm)RCBj=

δ CB jDs

RCBr CSICBj CSICBr

1 CSA 4826 1905 50 0096 0100 0238 02502 CI (I) 30776 691 45 0090 0100 0220 02503 CI (II) 1937 111 25 0086 0090 0208 02204 CE - - 15 0088 0090 0214 0220

7

Tabelul 113 din care se alege spaţiul inelar δCE in funcţie de diametrul nominal al coloanei de exploatare DCE

Nr

Crt DequivDCB

mm (in)

δCB

mm

δCBr

mm

Condiţii de foraj (CF)

Normale (N) Complicate (C)

RCBr CSICBr RCBr CSICBr

1 1143(412)divide127(5) 137divide152 10divide15

0050

0065

0110

0150

0060

0090

0137

0220

2 1397(512)divide1583(614) 168divide191 15divide20

3 1683(658)divide1937(758) 202divide232 20divide25

4 2191(858)divide2445(958) 263divide293 25divide30

5 2731(1034)divide2894(1134) 328divide358 30divide35 0060

0090

0137

0220

0080

0100

0190

0250 6 3238(1234)divide3397(1338) 389divide408 35divide40

7 4064(16)divide5080(20) 488divide610 45divide50

Caracterul Sondei 81 Boldesti este de exploatare a petrolului dintr-un zacamint format din roci consolidate de tarie medii (M) si abrazive (A) Astfel coloana de exploatare (CE) se introduce cu siul fixat in acoperisul stratului productiv la adincimea maxima (HM) de 4200 m

Debitul zacamantului este estimat la cca50t24h ceea ce corespunde utilizarii unei CE cu diametrul naminal de 5in

In conformitate cu studiile geologice realizate in zona si cu sondele de corelare forate anterior structura traversata impune folosirea a patru coloane de burlane Nu este nevoie de o coloana de ghidare datorita faptului ca solul este compact In intervalul de cca 1500-1550m este traversat un zacamant de gaze ceea ce determina utilizarea unei coloane intermediare ICI(I) cu burlane cu filet Butters (B) pentru realizarea unei etansari bune

Coloanele sunt de tipul intregi adica tubeaza puturile forate pana la suprafata (bdquola zi) Ceea ce inseamna ca

LCBj=HCBj=HTj j=14 (113) Adincimea la care se realizeaza tubarea se determina cu relatia

yT j=HT j

H M (114)

de unde rezulta ca HT j= yT j ∙ H M

HT 1=013 ∙ 4200 m=546 m

HT 2=04 ∙ 4200 m=1680 m

HT 3=075 ∙ 4200 m=3150 m

HT 1=1∙ 4200 m=4200 m

Astfel se obtin datele inscrise in tabelul 112

Adancimea pe care se realizeaza saparea (Ls) se determina cu expresia

Ls=Lsj=ΔHCBj=HCBj-HCBj-1 j = l2nCB (115)

Ls 1=546 mminus0 m=546 m

8

Ls 2=1680 mminus546 m=1134m

Ls 3=3150 mminus1680 m=1470 mLs 4=4200 mminus3150 m=1050 m

Diametrul nominal al CB (DCB) este diametrul exterior al burlanelor care o alcatuiesc (DeB=DeCB) Masura diametrului nominal al fiecarei CB se determina prin bdquometoda de jos in sus plecind de la masura impusa diametrului CE In tabelul 112 sunt concentrate aceste valori exprimate atit in inch cit si in mm pe baza transformarii 1 in = 254 mm Burlanele sunt construite dupa normele API (America Petroleum Institute) si au urmatoarele tipuri de filete S pentru CSA B pentruCI(I) respectiv L pentru CI(II) si CEMasura diametrului mufei pentru fiecare coloana se preia din STAS 875-86

Tabelul 114 Masurile diametrului exterior al mufei

DCB = DB

in (mm)DMCB (mm)

SL B mufe normale B mufe speciale4 frac12 (1143) 1270 1270 12385 (127) 1413 1413 13655 frac12 (1397) 1537 1537 14926 58 (1683) 1877 1877 17787 (1778) 1945 1945 18737 58 (1937) 2159 2159 20648 58 (2191) 2445 2445 23189 58 (2445) 2699 2699 257110 frac34 (2730) 2984 2984 285711 frac34 (2984) 3238 3238 -12 frac34 (3238) 3510 - -13 38 (3397) 3651 3651 -20 (508) 5334 -

Spatiul inelar pentru fiecare CB SCBJ se calculeaza cu expresia de definitie

δCBj=05 times

(DSPj-DMCBj) (115a)

Valorile determinate prin calcul se compara cu masurile recomandate si anume δCBr

Se constata ca marimile determinate prin calcul corespund cu cele care sunt recomandate In STAS 328-86 exista un tabel cu corespondenta dintre DSPj DCBj si DCBj-1

Valoarea lui DimCBj-1 este preluata din STAS 875-86 pentru fiecare CBj-1 respectiv rezulta pe baza calculului de dimensionare prin adoptarea masurii standardizate

Valoarea lui δimCBj-1 se determina astfel

ΔimCBj-1=05 times

(DimCBj-1-DSPj) (115b)

9

12 Determinarea profilurilor coloanelor de burlane si a greutatii fiecarei coloane

Determinarea profilului unei coloane de burlane de ordinul j (CBj) din componenta sondei inseamna determinarea structurii ei reprezentate de

- numarul de tronsoane de burlane (nTj)- lungimea fiecarui tronson de burlane (lBi i=12nTj)- numarul de burlane din fiecare tronson (NBi i= 12 nTj)- clasa de rezistenta a otelului din care se confectioneaza burlanele din fiecare tronson (CBj)- grosimea de perete a corpului burlanului din fiecare tronson (sBi i = 1 2 nTj)- masa unitara (m1Bi) si greutatea unitara a burlanelor care compun fiecare tronson

(qB i = 1 2 ntj)Stabilirea structuriicomponentei CB se face in functie de solicitarile burlanelor de la adincimea la

care acestea sunt amplasate in cadrul coloaneiSe considera cele doua solicitari principale ale CB de tractiune datorita greutatii proprii aparente

(Ga) si de compresiune radiala si circumferentiala datorita presiunii exterioare a fiuiduiui de fpraj (pef) Se determina profilulstrucura fiecarei CB care echipeaza Sonda 81 Boldesti cu ajutorul

diagramelor de tubareDiagrama de tubare este o reprezentare a pozitiei fiecarui tronson de burlane impreuna cu

caracteristicile sale (lBi sBi CBi) in cadrul CB in functie de adincimea de tubare pentru coloana de tipul intreaga cu o anumita masura a diametrului nominal cu un anumit tip de imbinare filetata (S L B EL) calculata la cele doua actiuni principale (Ga si pef) considerind o anumita masura a densitatii fluidului de foraj si anumite valori ale coeficientilor de siguranta la turtire si la smulgerea din filet (conform fig 21)Pentru adincimea de introducere a coloanei de ordinul j (adincimea de tubare a putului de ordinul j HTI) se traseaza o linie verticala pina ce aceasta intersecteaza linia reprezentata la unghiul de 45deg care determina chiar lungimea coloanei (lungimea de tubare a putului) LCBj=LTj care este egala cu HTJ Linia verficala trasata astfel trece prin mai multe domenii fiecare dintre acestea apartinind unor burlane cu o anumita masura a grosimii de perete (SBi) si confectionate dintr-un otel de o anumita clasa de rezistenta (CBi) La intersectiile liniei verticale cu liniile de granita ce delimiteaza fiecare domeniu (pentru burlane cu SBI si CBI) se obtin lungimile Li-1 si Li i= 1 2 ntj care determina lungimea tronsonului respectiv de burlane lBA conform relatiei

lBi= Li-Li-1 (121)

lB1= 950m-0m = 950m

lB2= 2350m-950m = 1400m

lB3= 3850m-2350m = 1500m

lB4= 4200m-3850m = 350m

Astfel sunt puse in evidenta numarul de trosoane de burlane din care este alatuita coloana respectiva de ordinul j (ntj) si de asemenea pozitia (Li-1 si Li) si caracterisficile fiecarui tronson de burlane (lBi sBi CBi) Datele obtinute in acest fel sunt concentrate intr-un tabel

10

Cunoscind SBI din standardul de burlane STAS 875-86 se preia masa unitara a burlanelor (considerate cu o mufa infiletata la un capat) din fiecare tronson i m1Bi i=12ntj Cu ajutorul ei se calculeaza greutatea unitara a tronsonului

qBi=m1Bi∙g i=1 2 ntj (122)

qB1 = qB2 = qB3 =2234kgm∙981ms2 = 219155Nm

qB4 = 2681kgm∙ 981ms2 = 263006Nm

Apoi se determina greutatea fiecarui tronson de burlane

GBi=qBi˙lBi i=1 2 ntj (123)

GB1 = 219155Nm∙ 950m = 20819725N = 208197kN

GB2 = 219155Nm∙ 1400m = 306817N = 306817kN

GB3 = 219155Nm∙ 1500n = 3287325N = 328733kN

GB41 = 263006Nm ∙ 350m = 920521N = 92052kN

Cunoscind GBi i=1 2 ntj se calculeaza greutatea CB respective (de ordinul j)

GCBj= sumi=1

nt j

G B i (124)

GCE= sumi=1

4

G B i=208197 kN+306817 kN+328733 kN+92052 kN=935799 kN

Similar se calculeaza pentru CI(I) si CI(II) iar rezultatele se regasesc in tabelele 122 123 124

Tabelul 121 Caracteristicile burlanelor de tubare cu filet rotund lung (L) conform STAS 875-86

11

12

Fig 121 Determinarea profiluluistructurii CE de 5 in cu filet L din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 122 Caracteristicile CE

CB4=CE DCE= 5 in tip IF-APIL HT4=4200 ρf=1500 kgm3 nT4=4i 1 2 3 4

Li-1 m 0 950 2350 3850Li m 950 2350 3850 4200lBI m 950 1400 1500 350SBi m 752 752 752 919

CBI P110 N80 P110 P110m1Bi kgm 2234 2234 2234 2681qBi Nm 219155 219155 219155 263006GBi kN 208197 306817 328733 92052

GCB4 kN 935799

13

Fig 122 Determinarea profiluluistructurii CI(II) de 8 58 in cu filet B din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a acestui tip de coloana

Tabelul 123 Caracteristicile CI(II)

14

CB3=CI (II) DCI(II)= 8 58 in tip IF-APIL HT3=3150 ρf=1250 kgm3 nT3=5i 1 2 3 4 5

Li-1 m 0 800 1450 1880 2700Li m 800 1450 1880 2700 3150lBI m 800 650 430 820 450SBi m 1016 1016 1016 1143 127

CBI N80 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm 5362 5362 5362 5958 6553qBi Nm 526012 526012 526012 584480 642850GBi kN 420810 226185 226185 479274 289283

GCB3 kN 175746

Fig 123 Determinarea profiluluistructurii CA de 13 58 in cu filet S din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 124 Caracteristicile coloanei CI(I)

CB2=CBI(I) DCI(I)= 13 58 in tip IF-API B HT2=1680 ρf=1250 kgm3 nT2=7I 1 2 3 4 5 6 7

Li-1 m 0 120 430 650 930 1370 1610Li m 120 430 650 930 1370 1610 1680lBI m 120 310 220 280 440 240 70SBi m 1092 965 1092 1219 1306 1397 1544

CBI J55 J55 J55 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm

9085 8117 9085 10128 10724 11459 12649

qBi Nm 891239 796278 891239 993557 1052024 1124128 124090GBi kN 106949 246846 196073 278196 462891 269791 86863

GCB2 kN 1648209

13Alegerea sapei pentru forajul putului de exploatare

Conform datelor obtinute in paragrafele 11 si 12 s-a ales sape cu trei conuri conform STAS 328-86 Tipul sapei cu trei conuri este precizat de urmatorul semn grafic de nominalizare

Sapa cu trei conuri TRA-w(Ds) DLSp

15

unde TR reprezinta doua sau trei litere care denumeste natura rocii (rezistenta la forajtaria rocii si abrazivitatea) TReS SM M MA MT MTA T TE E A = A (abraziva) w(Ds) valoarea numerica a masurii diametrului nominal al sapei cu [Ds] = in D - tipul danturii DsD K L - tipul lagarelor L-L G Sp - tipul spalarii SP-J A Aj

Alegerea masurii diametrului nominal al sapei se face astfel incit aceasta sa poata realiza prin foraj spatiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubeaza putul respectiv si de conditiile de sonda si de asemenea sa poata trece prin CB anterioara prin burlanele cu diametrul interior minim (DimCBj-1) asigurind un joc interior minirn (δimCBj-1)

Se alege sapa pentru forajul putului de exploatare Conform studiilor geologice informatiilor de la sondele corelate si de asemenea informatiilor obtinute prin carotaj depozitul de roci care trebuie traversat este constituit din nisipuri presate si gresii de tarie medie abrazive Ca urmare se alege o sapa cu trei role pentru roci medii abrazive (MA) Aceasta sapa trebuie sa foreze o gaura care sa fie tubata cu o coloana de 5in = 127mm Pentru reusita operatiei de cimentare se recomanda un spatiu inelar cu masura

ɗCEr = 15mmDe asemenea ɗCE se pote aprecia cu expresia

ɗCE cong 012DCE (131)si se obtine ɗCE cong 012 ∙ 127mm = 1524mm cong 15mm Se constata ca cele doua masuri sunt apropiate Atunci folosind expresia

DSPE = DMCE+ 2 ɗCer (132)rezulta

DSPE = 1413mm+2∙ 15mm = 1713mmDar sapa trebuie sa treaca prin interiorul coloanei anterioare de 8⅝rdquo (2191mm) Aceasta coloana fiind

introdusa la adancimea de 3150m rezulta din diagrama de tubare ca ultimul sau tronson trebuie sa fie alcatuit din burlane cu grosimea maxima de perete de 127mm Deci diametrul interior minim al coloanei de burlane intermediare II CI(II) de 8⅝rdquo calculat cu relatia

DimCI(II) = DCI(II)-2 sBM (133)are masura

DimCI(II) = 2191mm-2∙ 127 mm= 1937mmFolosind tabelul 131 se observa ca se poate alege o sapa cu diametrul nominal 6 frac34rdquo (1715mm) cu

ajutorul careia se realizeaza spatiul inelar cu masura recomandata respectivɗCE = 05∙(1715mm-1413mm) = 151mm

si care poate trece prin tronsonul cu diametrul intrerior minim al CI(II) jocul interior minim determinat cu relatia

ɗimCI(II) = 05(DimCI(II) ndash DSPE) (134)are masura

ɗimCI(II) = 05(1937mm ndash 1715mm) = 111mmSimilar se aleg sapele pentru celelalte puturi iar rezultatele sunt centralizate in tabelul 112In continuare se alege varianta constructiva de sapa cu diametrul 6 frac34rdquo necesara pentru roci medii

abrazive Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

Pentru a sapa putul coloanei intermediara de burlane II CI(II) se alege o sapa cu aceleasi caracteristici dar cu diametrul de 11⅝rdquo

Pentru a sapa putul coloanei intermediare I CI(I) alegem o sapa cu diametrul de 17 frac12rdquo necesara pentru roci moi Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

In continuare se alege varianta constructiva de sapa pentru a fora putul CS Se alege spa cu diametrul de 26rdquo pentru roci slabe S-26J adica o sapa cu dinti din otel cu lagare cu alunecare neetanse si cu spalare exterioara cu fluid (cu jet)(J)

16

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

- pompele de noroi care refulează fluidul de foraj cu presiune prin interiorul garniturii- manifoldul de aspirație prin care trece fluidul de foraj aspirat din haba in pompă- manifoldul de refulare prin intermediul căruia fluidul de foraj refulat de pompe ajunge icircn icircncărcătorul care face legătura icircntre conducta de refulare şi furtunul de foraj- furtunul de foraj mijlocește trecerea fluidului de foraj din incărcător icircn interiorul capului hidraulic- instalația pentru depozitarea prepararea şi curăţirea fluidului de foraj (habe jgheaburi site vibratoare hidrocicloane)

echipamentul de transmitere este format din cuplaje transmisii hidraulice transmisii intermediare cutii de viteze reductoare are rolul de a transmite mişcarea de la motoarele de acţionare la utilajele principale ale instalaţiei garnitura de foraj pentru transmiterea mişcării de la masa rotativă la sapa permite circulaţia fluidului de foraj spre talpa sondei şi montarea turbinei de foraj deasupra sapeiForajul si construcţia sondelor exploatarea zăcămintelor de tiței si gaze si transportul produselor

sunt bazate pe utilizarea unui volum foarte mare de material tubular diversificat ca forma si dimensiuni cu performante la limita superioară a posibilităţilor tehnice actuale Realizările privind adacircncimile de foraj (peste 8000 m la sondele de gaze si peste 10000 m la sondele pentru țiței) debitele si presiunile fluidelor transportate (diametrul conductelor de pana la 1420 mm si presiuni de pana la 120 bar) si perspectiva desfăşurării forajelor pacircnă la adacircncimi de 15000 m sunt determinate de progresele realizate in domeniul formelor constructive materialelor tehnologiilor de fabricaţie şi control precum şi a bazei de calcul de rezistenta şi stabilitate pentru garnitura de foraj burlanele pentru tubaj ţevile de extracţie şi conducte

5

CAPITOLUL 1

ALEGEREA INSTALATIEI DE FORAJ

11 Programul de constructie a sondei

Valori cunoscute in vederea constructiei sondei

- adacircncimea finală a sondei HM = 4200m- programul de tubare a sondei

- adacircncimea de tubare relativă pentru coloana de ordinul j yTj isin01304075 1in

- diametrul nominal al coloanei de tubare de ordinul j (diametrul exterior al coloanei deci şi a burlanelor din componenţa ei

DCBj 20 133 88 58 5 in

6

yTj =

HTj

HM (111) icircn care HTj este adacircncimea de tubare a coloanei de ordinul j

HM ndash adacircncimea maximă (finală) a sondei HTj =yTj middot HM (112)

HT1 = 013 middot 4200m = 546 mHT2 = 0 4 middot 4200m = 1680 mHT2 = 0 75 middot 4200m = 3150 m

HT4 = 1 middot 4200m = 4200m In tabelele 111 si 112 va fi prezentat programul de constructie a Sondei 8 Boldesti

Tabelul 111 Informatii generale despre Sonda 81 Boldesti1 Sonda 812 Structura geologica Boldesti3 Caracter Exploatare petrol4 Debit estimat cca 50 t24 h5 Adincimea proiectata 4200 m

6 Programul de tubare 20in x 546m13 38 in x 1680 m 8 58in x 3150m 5 in x

4200 m7 Tipul instalatiei de foraj F 320-3 DH

8 Durata de realizare montare-demontare32 zile pentru foraj 4 zile pentru probe90zile foraj 5 zile probe de productie

Tabelul 112 Programul de constructie a Sondei 81Boldesti

j CB HCBj= LCBj

(m)

LS

(m)yTj DCBj

(mm)Tip

burlane si IF

DMCBj

(mm)δCBj

(mm)DSPj

(mm)Tipul sapei

IFU-C

1

CSA 546 546 013 20in(508)

APIS

5334 633 26in(6604)

S-26 J 8 58 REG

2

CI(I) 1680 1134 04 13 38in

(3397)

APIB

3651 397 17 12in(4445)

M-17 12 DGJ

7 58 REG

3

CI(II) 3150 1470 075 8 58in(2191)

APIL

2445 254 11 58in (2953)

MA-11 58 in DGJ

6 58 REG

4

CE 4200 1050 1 5in(127)

APIL

1413 151 6 frac34 in(1715)

MA-6 frac34 DJG

3 frac12 REG

j CB DimCBj-1

(mm)δimCBj-1

(mm)δCBr

(mm)RCBj=

δ CB jDs

RCBr CSICBj CSICBr

1 CSA 4826 1905 50 0096 0100 0238 02502 CI (I) 30776 691 45 0090 0100 0220 02503 CI (II) 1937 111 25 0086 0090 0208 02204 CE - - 15 0088 0090 0214 0220

7

Tabelul 113 din care se alege spaţiul inelar δCE in funcţie de diametrul nominal al coloanei de exploatare DCE

Nr

Crt DequivDCB

mm (in)

δCB

mm

δCBr

mm

Condiţii de foraj (CF)

Normale (N) Complicate (C)

RCBr CSICBr RCBr CSICBr

1 1143(412)divide127(5) 137divide152 10divide15

0050

0065

0110

0150

0060

0090

0137

0220

2 1397(512)divide1583(614) 168divide191 15divide20

3 1683(658)divide1937(758) 202divide232 20divide25

4 2191(858)divide2445(958) 263divide293 25divide30

5 2731(1034)divide2894(1134) 328divide358 30divide35 0060

0090

0137

0220

0080

0100

0190

0250 6 3238(1234)divide3397(1338) 389divide408 35divide40

7 4064(16)divide5080(20) 488divide610 45divide50

Caracterul Sondei 81 Boldesti este de exploatare a petrolului dintr-un zacamint format din roci consolidate de tarie medii (M) si abrazive (A) Astfel coloana de exploatare (CE) se introduce cu siul fixat in acoperisul stratului productiv la adincimea maxima (HM) de 4200 m

Debitul zacamantului este estimat la cca50t24h ceea ce corespunde utilizarii unei CE cu diametrul naminal de 5in

In conformitate cu studiile geologice realizate in zona si cu sondele de corelare forate anterior structura traversata impune folosirea a patru coloane de burlane Nu este nevoie de o coloana de ghidare datorita faptului ca solul este compact In intervalul de cca 1500-1550m este traversat un zacamant de gaze ceea ce determina utilizarea unei coloane intermediare ICI(I) cu burlane cu filet Butters (B) pentru realizarea unei etansari bune

Coloanele sunt de tipul intregi adica tubeaza puturile forate pana la suprafata (bdquola zi) Ceea ce inseamna ca

LCBj=HCBj=HTj j=14 (113) Adincimea la care se realizeaza tubarea se determina cu relatia

yT j=HT j

H M (114)

de unde rezulta ca HT j= yT j ∙ H M

HT 1=013 ∙ 4200 m=546 m

HT 2=04 ∙ 4200 m=1680 m

HT 3=075 ∙ 4200 m=3150 m

HT 1=1∙ 4200 m=4200 m

Astfel se obtin datele inscrise in tabelul 112

Adancimea pe care se realizeaza saparea (Ls) se determina cu expresia

Ls=Lsj=ΔHCBj=HCBj-HCBj-1 j = l2nCB (115)

Ls 1=546 mminus0 m=546 m

8

Ls 2=1680 mminus546 m=1134m

Ls 3=3150 mminus1680 m=1470 mLs 4=4200 mminus3150 m=1050 m

Diametrul nominal al CB (DCB) este diametrul exterior al burlanelor care o alcatuiesc (DeB=DeCB) Masura diametrului nominal al fiecarei CB se determina prin bdquometoda de jos in sus plecind de la masura impusa diametrului CE In tabelul 112 sunt concentrate aceste valori exprimate atit in inch cit si in mm pe baza transformarii 1 in = 254 mm Burlanele sunt construite dupa normele API (America Petroleum Institute) si au urmatoarele tipuri de filete S pentru CSA B pentruCI(I) respectiv L pentru CI(II) si CEMasura diametrului mufei pentru fiecare coloana se preia din STAS 875-86

Tabelul 114 Masurile diametrului exterior al mufei

DCB = DB

in (mm)DMCB (mm)

SL B mufe normale B mufe speciale4 frac12 (1143) 1270 1270 12385 (127) 1413 1413 13655 frac12 (1397) 1537 1537 14926 58 (1683) 1877 1877 17787 (1778) 1945 1945 18737 58 (1937) 2159 2159 20648 58 (2191) 2445 2445 23189 58 (2445) 2699 2699 257110 frac34 (2730) 2984 2984 285711 frac34 (2984) 3238 3238 -12 frac34 (3238) 3510 - -13 38 (3397) 3651 3651 -20 (508) 5334 -

Spatiul inelar pentru fiecare CB SCBJ se calculeaza cu expresia de definitie

δCBj=05 times

(DSPj-DMCBj) (115a)

Valorile determinate prin calcul se compara cu masurile recomandate si anume δCBr

Se constata ca marimile determinate prin calcul corespund cu cele care sunt recomandate In STAS 328-86 exista un tabel cu corespondenta dintre DSPj DCBj si DCBj-1

Valoarea lui DimCBj-1 este preluata din STAS 875-86 pentru fiecare CBj-1 respectiv rezulta pe baza calculului de dimensionare prin adoptarea masurii standardizate

Valoarea lui δimCBj-1 se determina astfel

ΔimCBj-1=05 times

(DimCBj-1-DSPj) (115b)

9

12 Determinarea profilurilor coloanelor de burlane si a greutatii fiecarei coloane

Determinarea profilului unei coloane de burlane de ordinul j (CBj) din componenta sondei inseamna determinarea structurii ei reprezentate de

- numarul de tronsoane de burlane (nTj)- lungimea fiecarui tronson de burlane (lBi i=12nTj)- numarul de burlane din fiecare tronson (NBi i= 12 nTj)- clasa de rezistenta a otelului din care se confectioneaza burlanele din fiecare tronson (CBj)- grosimea de perete a corpului burlanului din fiecare tronson (sBi i = 1 2 nTj)- masa unitara (m1Bi) si greutatea unitara a burlanelor care compun fiecare tronson

(qB i = 1 2 ntj)Stabilirea structuriicomponentei CB se face in functie de solicitarile burlanelor de la adincimea la

care acestea sunt amplasate in cadrul coloaneiSe considera cele doua solicitari principale ale CB de tractiune datorita greutatii proprii aparente

(Ga) si de compresiune radiala si circumferentiala datorita presiunii exterioare a fiuiduiui de fpraj (pef) Se determina profilulstrucura fiecarei CB care echipeaza Sonda 81 Boldesti cu ajutorul

diagramelor de tubareDiagrama de tubare este o reprezentare a pozitiei fiecarui tronson de burlane impreuna cu

caracteristicile sale (lBi sBi CBi) in cadrul CB in functie de adincimea de tubare pentru coloana de tipul intreaga cu o anumita masura a diametrului nominal cu un anumit tip de imbinare filetata (S L B EL) calculata la cele doua actiuni principale (Ga si pef) considerind o anumita masura a densitatii fluidului de foraj si anumite valori ale coeficientilor de siguranta la turtire si la smulgerea din filet (conform fig 21)Pentru adincimea de introducere a coloanei de ordinul j (adincimea de tubare a putului de ordinul j HTI) se traseaza o linie verticala pina ce aceasta intersecteaza linia reprezentata la unghiul de 45deg care determina chiar lungimea coloanei (lungimea de tubare a putului) LCBj=LTj care este egala cu HTJ Linia verficala trasata astfel trece prin mai multe domenii fiecare dintre acestea apartinind unor burlane cu o anumita masura a grosimii de perete (SBi) si confectionate dintr-un otel de o anumita clasa de rezistenta (CBi) La intersectiile liniei verticale cu liniile de granita ce delimiteaza fiecare domeniu (pentru burlane cu SBI si CBI) se obtin lungimile Li-1 si Li i= 1 2 ntj care determina lungimea tronsonului respectiv de burlane lBA conform relatiei

lBi= Li-Li-1 (121)

lB1= 950m-0m = 950m

lB2= 2350m-950m = 1400m

lB3= 3850m-2350m = 1500m

lB4= 4200m-3850m = 350m

Astfel sunt puse in evidenta numarul de trosoane de burlane din care este alatuita coloana respectiva de ordinul j (ntj) si de asemenea pozitia (Li-1 si Li) si caracterisficile fiecarui tronson de burlane (lBi sBi CBi) Datele obtinute in acest fel sunt concentrate intr-un tabel

10

Cunoscind SBI din standardul de burlane STAS 875-86 se preia masa unitara a burlanelor (considerate cu o mufa infiletata la un capat) din fiecare tronson i m1Bi i=12ntj Cu ajutorul ei se calculeaza greutatea unitara a tronsonului

qBi=m1Bi∙g i=1 2 ntj (122)

qB1 = qB2 = qB3 =2234kgm∙981ms2 = 219155Nm

qB4 = 2681kgm∙ 981ms2 = 263006Nm

Apoi se determina greutatea fiecarui tronson de burlane

GBi=qBi˙lBi i=1 2 ntj (123)

GB1 = 219155Nm∙ 950m = 20819725N = 208197kN

GB2 = 219155Nm∙ 1400m = 306817N = 306817kN

GB3 = 219155Nm∙ 1500n = 3287325N = 328733kN

GB41 = 263006Nm ∙ 350m = 920521N = 92052kN

Cunoscind GBi i=1 2 ntj se calculeaza greutatea CB respective (de ordinul j)

GCBj= sumi=1

nt j

G B i (124)

GCE= sumi=1

4

G B i=208197 kN+306817 kN+328733 kN+92052 kN=935799 kN

Similar se calculeaza pentru CI(I) si CI(II) iar rezultatele se regasesc in tabelele 122 123 124

Tabelul 121 Caracteristicile burlanelor de tubare cu filet rotund lung (L) conform STAS 875-86

11

12

Fig 121 Determinarea profiluluistructurii CE de 5 in cu filet L din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 122 Caracteristicile CE

CB4=CE DCE= 5 in tip IF-APIL HT4=4200 ρf=1500 kgm3 nT4=4i 1 2 3 4

Li-1 m 0 950 2350 3850Li m 950 2350 3850 4200lBI m 950 1400 1500 350SBi m 752 752 752 919

CBI P110 N80 P110 P110m1Bi kgm 2234 2234 2234 2681qBi Nm 219155 219155 219155 263006GBi kN 208197 306817 328733 92052

GCB4 kN 935799

13

Fig 122 Determinarea profiluluistructurii CI(II) de 8 58 in cu filet B din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a acestui tip de coloana

Tabelul 123 Caracteristicile CI(II)

14

CB3=CI (II) DCI(II)= 8 58 in tip IF-APIL HT3=3150 ρf=1250 kgm3 nT3=5i 1 2 3 4 5

Li-1 m 0 800 1450 1880 2700Li m 800 1450 1880 2700 3150lBI m 800 650 430 820 450SBi m 1016 1016 1016 1143 127

CBI N80 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm 5362 5362 5362 5958 6553qBi Nm 526012 526012 526012 584480 642850GBi kN 420810 226185 226185 479274 289283

GCB3 kN 175746

Fig 123 Determinarea profiluluistructurii CA de 13 58 in cu filet S din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 124 Caracteristicile coloanei CI(I)

CB2=CBI(I) DCI(I)= 13 58 in tip IF-API B HT2=1680 ρf=1250 kgm3 nT2=7I 1 2 3 4 5 6 7

Li-1 m 0 120 430 650 930 1370 1610Li m 120 430 650 930 1370 1610 1680lBI m 120 310 220 280 440 240 70SBi m 1092 965 1092 1219 1306 1397 1544

CBI J55 J55 J55 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm

9085 8117 9085 10128 10724 11459 12649

qBi Nm 891239 796278 891239 993557 1052024 1124128 124090GBi kN 106949 246846 196073 278196 462891 269791 86863

GCB2 kN 1648209

13Alegerea sapei pentru forajul putului de exploatare

Conform datelor obtinute in paragrafele 11 si 12 s-a ales sape cu trei conuri conform STAS 328-86 Tipul sapei cu trei conuri este precizat de urmatorul semn grafic de nominalizare

Sapa cu trei conuri TRA-w(Ds) DLSp

15

unde TR reprezinta doua sau trei litere care denumeste natura rocii (rezistenta la forajtaria rocii si abrazivitatea) TReS SM M MA MT MTA T TE E A = A (abraziva) w(Ds) valoarea numerica a masurii diametrului nominal al sapei cu [Ds] = in D - tipul danturii DsD K L - tipul lagarelor L-L G Sp - tipul spalarii SP-J A Aj

Alegerea masurii diametrului nominal al sapei se face astfel incit aceasta sa poata realiza prin foraj spatiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubeaza putul respectiv si de conditiile de sonda si de asemenea sa poata trece prin CB anterioara prin burlanele cu diametrul interior minim (DimCBj-1) asigurind un joc interior minirn (δimCBj-1)

Se alege sapa pentru forajul putului de exploatare Conform studiilor geologice informatiilor de la sondele corelate si de asemenea informatiilor obtinute prin carotaj depozitul de roci care trebuie traversat este constituit din nisipuri presate si gresii de tarie medie abrazive Ca urmare se alege o sapa cu trei role pentru roci medii abrazive (MA) Aceasta sapa trebuie sa foreze o gaura care sa fie tubata cu o coloana de 5in = 127mm Pentru reusita operatiei de cimentare se recomanda un spatiu inelar cu masura

ɗCEr = 15mmDe asemenea ɗCE se pote aprecia cu expresia

ɗCE cong 012DCE (131)si se obtine ɗCE cong 012 ∙ 127mm = 1524mm cong 15mm Se constata ca cele doua masuri sunt apropiate Atunci folosind expresia

DSPE = DMCE+ 2 ɗCer (132)rezulta

DSPE = 1413mm+2∙ 15mm = 1713mmDar sapa trebuie sa treaca prin interiorul coloanei anterioare de 8⅝rdquo (2191mm) Aceasta coloana fiind

introdusa la adancimea de 3150m rezulta din diagrama de tubare ca ultimul sau tronson trebuie sa fie alcatuit din burlane cu grosimea maxima de perete de 127mm Deci diametrul interior minim al coloanei de burlane intermediare II CI(II) de 8⅝rdquo calculat cu relatia

DimCI(II) = DCI(II)-2 sBM (133)are masura

DimCI(II) = 2191mm-2∙ 127 mm= 1937mmFolosind tabelul 131 se observa ca se poate alege o sapa cu diametrul nominal 6 frac34rdquo (1715mm) cu

ajutorul careia se realizeaza spatiul inelar cu masura recomandata respectivɗCE = 05∙(1715mm-1413mm) = 151mm

si care poate trece prin tronsonul cu diametrul intrerior minim al CI(II) jocul interior minim determinat cu relatia

ɗimCI(II) = 05(DimCI(II) ndash DSPE) (134)are masura

ɗimCI(II) = 05(1937mm ndash 1715mm) = 111mmSimilar se aleg sapele pentru celelalte puturi iar rezultatele sunt centralizate in tabelul 112In continuare se alege varianta constructiva de sapa cu diametrul 6 frac34rdquo necesara pentru roci medii

abrazive Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

Pentru a sapa putul coloanei intermediara de burlane II CI(II) se alege o sapa cu aceleasi caracteristici dar cu diametrul de 11⅝rdquo

Pentru a sapa putul coloanei intermediare I CI(I) alegem o sapa cu diametrul de 17 frac12rdquo necesara pentru roci moi Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

In continuare se alege varianta constructiva de sapa pentru a fora putul CS Se alege spa cu diametrul de 26rdquo pentru roci slabe S-26J adica o sapa cu dinti din otel cu lagare cu alunecare neetanse si cu spalare exterioara cu fluid (cu jet)(J)

16

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

CAPITOLUL 1

ALEGEREA INSTALATIEI DE FORAJ

11 Programul de constructie a sondei

Valori cunoscute in vederea constructiei sondei

- adacircncimea finală a sondei HM = 4200m- programul de tubare a sondei

- adacircncimea de tubare relativă pentru coloana de ordinul j yTj isin01304075 1in

- diametrul nominal al coloanei de tubare de ordinul j (diametrul exterior al coloanei deci şi a burlanelor din componenţa ei

DCBj 20 133 88 58 5 in

6

yTj =

HTj

HM (111) icircn care HTj este adacircncimea de tubare a coloanei de ordinul j

HM ndash adacircncimea maximă (finală) a sondei HTj =yTj middot HM (112)

HT1 = 013 middot 4200m = 546 mHT2 = 0 4 middot 4200m = 1680 mHT2 = 0 75 middot 4200m = 3150 m

HT4 = 1 middot 4200m = 4200m In tabelele 111 si 112 va fi prezentat programul de constructie a Sondei 8 Boldesti

Tabelul 111 Informatii generale despre Sonda 81 Boldesti1 Sonda 812 Structura geologica Boldesti3 Caracter Exploatare petrol4 Debit estimat cca 50 t24 h5 Adincimea proiectata 4200 m

6 Programul de tubare 20in x 546m13 38 in x 1680 m 8 58in x 3150m 5 in x

4200 m7 Tipul instalatiei de foraj F 320-3 DH

8 Durata de realizare montare-demontare32 zile pentru foraj 4 zile pentru probe90zile foraj 5 zile probe de productie

Tabelul 112 Programul de constructie a Sondei 81Boldesti

j CB HCBj= LCBj

(m)

LS

(m)yTj DCBj

(mm)Tip

burlane si IF

DMCBj

(mm)δCBj

(mm)DSPj

(mm)Tipul sapei

IFU-C

1

CSA 546 546 013 20in(508)

APIS

5334 633 26in(6604)

S-26 J 8 58 REG

2

CI(I) 1680 1134 04 13 38in

(3397)

APIB

3651 397 17 12in(4445)

M-17 12 DGJ

7 58 REG

3

CI(II) 3150 1470 075 8 58in(2191)

APIL

2445 254 11 58in (2953)

MA-11 58 in DGJ

6 58 REG

4

CE 4200 1050 1 5in(127)

APIL

1413 151 6 frac34 in(1715)

MA-6 frac34 DJG

3 frac12 REG

j CB DimCBj-1

(mm)δimCBj-1

(mm)δCBr

(mm)RCBj=

δ CB jDs

RCBr CSICBj CSICBr

1 CSA 4826 1905 50 0096 0100 0238 02502 CI (I) 30776 691 45 0090 0100 0220 02503 CI (II) 1937 111 25 0086 0090 0208 02204 CE - - 15 0088 0090 0214 0220

7

Tabelul 113 din care se alege spaţiul inelar δCE in funcţie de diametrul nominal al coloanei de exploatare DCE

Nr

Crt DequivDCB

mm (in)

δCB

mm

δCBr

mm

Condiţii de foraj (CF)

Normale (N) Complicate (C)

RCBr CSICBr RCBr CSICBr

1 1143(412)divide127(5) 137divide152 10divide15

0050

0065

0110

0150

0060

0090

0137

0220

2 1397(512)divide1583(614) 168divide191 15divide20

3 1683(658)divide1937(758) 202divide232 20divide25

4 2191(858)divide2445(958) 263divide293 25divide30

5 2731(1034)divide2894(1134) 328divide358 30divide35 0060

0090

0137

0220

0080

0100

0190

0250 6 3238(1234)divide3397(1338) 389divide408 35divide40

7 4064(16)divide5080(20) 488divide610 45divide50

Caracterul Sondei 81 Boldesti este de exploatare a petrolului dintr-un zacamint format din roci consolidate de tarie medii (M) si abrazive (A) Astfel coloana de exploatare (CE) se introduce cu siul fixat in acoperisul stratului productiv la adincimea maxima (HM) de 4200 m

Debitul zacamantului este estimat la cca50t24h ceea ce corespunde utilizarii unei CE cu diametrul naminal de 5in

In conformitate cu studiile geologice realizate in zona si cu sondele de corelare forate anterior structura traversata impune folosirea a patru coloane de burlane Nu este nevoie de o coloana de ghidare datorita faptului ca solul este compact In intervalul de cca 1500-1550m este traversat un zacamant de gaze ceea ce determina utilizarea unei coloane intermediare ICI(I) cu burlane cu filet Butters (B) pentru realizarea unei etansari bune

Coloanele sunt de tipul intregi adica tubeaza puturile forate pana la suprafata (bdquola zi) Ceea ce inseamna ca

LCBj=HCBj=HTj j=14 (113) Adincimea la care se realizeaza tubarea se determina cu relatia

yT j=HT j

H M (114)

de unde rezulta ca HT j= yT j ∙ H M

HT 1=013 ∙ 4200 m=546 m

HT 2=04 ∙ 4200 m=1680 m

HT 3=075 ∙ 4200 m=3150 m

HT 1=1∙ 4200 m=4200 m

Astfel se obtin datele inscrise in tabelul 112

Adancimea pe care se realizeaza saparea (Ls) se determina cu expresia

Ls=Lsj=ΔHCBj=HCBj-HCBj-1 j = l2nCB (115)

Ls 1=546 mminus0 m=546 m

8

Ls 2=1680 mminus546 m=1134m

Ls 3=3150 mminus1680 m=1470 mLs 4=4200 mminus3150 m=1050 m

Diametrul nominal al CB (DCB) este diametrul exterior al burlanelor care o alcatuiesc (DeB=DeCB) Masura diametrului nominal al fiecarei CB se determina prin bdquometoda de jos in sus plecind de la masura impusa diametrului CE In tabelul 112 sunt concentrate aceste valori exprimate atit in inch cit si in mm pe baza transformarii 1 in = 254 mm Burlanele sunt construite dupa normele API (America Petroleum Institute) si au urmatoarele tipuri de filete S pentru CSA B pentruCI(I) respectiv L pentru CI(II) si CEMasura diametrului mufei pentru fiecare coloana se preia din STAS 875-86

Tabelul 114 Masurile diametrului exterior al mufei

DCB = DB

in (mm)DMCB (mm)

SL B mufe normale B mufe speciale4 frac12 (1143) 1270 1270 12385 (127) 1413 1413 13655 frac12 (1397) 1537 1537 14926 58 (1683) 1877 1877 17787 (1778) 1945 1945 18737 58 (1937) 2159 2159 20648 58 (2191) 2445 2445 23189 58 (2445) 2699 2699 257110 frac34 (2730) 2984 2984 285711 frac34 (2984) 3238 3238 -12 frac34 (3238) 3510 - -13 38 (3397) 3651 3651 -20 (508) 5334 -

Spatiul inelar pentru fiecare CB SCBJ se calculeaza cu expresia de definitie

δCBj=05 times

(DSPj-DMCBj) (115a)

Valorile determinate prin calcul se compara cu masurile recomandate si anume δCBr

Se constata ca marimile determinate prin calcul corespund cu cele care sunt recomandate In STAS 328-86 exista un tabel cu corespondenta dintre DSPj DCBj si DCBj-1

Valoarea lui DimCBj-1 este preluata din STAS 875-86 pentru fiecare CBj-1 respectiv rezulta pe baza calculului de dimensionare prin adoptarea masurii standardizate

Valoarea lui δimCBj-1 se determina astfel

ΔimCBj-1=05 times

(DimCBj-1-DSPj) (115b)

9

12 Determinarea profilurilor coloanelor de burlane si a greutatii fiecarei coloane

Determinarea profilului unei coloane de burlane de ordinul j (CBj) din componenta sondei inseamna determinarea structurii ei reprezentate de

- numarul de tronsoane de burlane (nTj)- lungimea fiecarui tronson de burlane (lBi i=12nTj)- numarul de burlane din fiecare tronson (NBi i= 12 nTj)- clasa de rezistenta a otelului din care se confectioneaza burlanele din fiecare tronson (CBj)- grosimea de perete a corpului burlanului din fiecare tronson (sBi i = 1 2 nTj)- masa unitara (m1Bi) si greutatea unitara a burlanelor care compun fiecare tronson

(qB i = 1 2 ntj)Stabilirea structuriicomponentei CB se face in functie de solicitarile burlanelor de la adincimea la

care acestea sunt amplasate in cadrul coloaneiSe considera cele doua solicitari principale ale CB de tractiune datorita greutatii proprii aparente

(Ga) si de compresiune radiala si circumferentiala datorita presiunii exterioare a fiuiduiui de fpraj (pef) Se determina profilulstrucura fiecarei CB care echipeaza Sonda 81 Boldesti cu ajutorul

diagramelor de tubareDiagrama de tubare este o reprezentare a pozitiei fiecarui tronson de burlane impreuna cu

caracteristicile sale (lBi sBi CBi) in cadrul CB in functie de adincimea de tubare pentru coloana de tipul intreaga cu o anumita masura a diametrului nominal cu un anumit tip de imbinare filetata (S L B EL) calculata la cele doua actiuni principale (Ga si pef) considerind o anumita masura a densitatii fluidului de foraj si anumite valori ale coeficientilor de siguranta la turtire si la smulgerea din filet (conform fig 21)Pentru adincimea de introducere a coloanei de ordinul j (adincimea de tubare a putului de ordinul j HTI) se traseaza o linie verticala pina ce aceasta intersecteaza linia reprezentata la unghiul de 45deg care determina chiar lungimea coloanei (lungimea de tubare a putului) LCBj=LTj care este egala cu HTJ Linia verficala trasata astfel trece prin mai multe domenii fiecare dintre acestea apartinind unor burlane cu o anumita masura a grosimii de perete (SBi) si confectionate dintr-un otel de o anumita clasa de rezistenta (CBi) La intersectiile liniei verticale cu liniile de granita ce delimiteaza fiecare domeniu (pentru burlane cu SBI si CBI) se obtin lungimile Li-1 si Li i= 1 2 ntj care determina lungimea tronsonului respectiv de burlane lBA conform relatiei

lBi= Li-Li-1 (121)

lB1= 950m-0m = 950m

lB2= 2350m-950m = 1400m

lB3= 3850m-2350m = 1500m

lB4= 4200m-3850m = 350m

Astfel sunt puse in evidenta numarul de trosoane de burlane din care este alatuita coloana respectiva de ordinul j (ntj) si de asemenea pozitia (Li-1 si Li) si caracterisficile fiecarui tronson de burlane (lBi sBi CBi) Datele obtinute in acest fel sunt concentrate intr-un tabel

10

Cunoscind SBI din standardul de burlane STAS 875-86 se preia masa unitara a burlanelor (considerate cu o mufa infiletata la un capat) din fiecare tronson i m1Bi i=12ntj Cu ajutorul ei se calculeaza greutatea unitara a tronsonului

qBi=m1Bi∙g i=1 2 ntj (122)

qB1 = qB2 = qB3 =2234kgm∙981ms2 = 219155Nm

qB4 = 2681kgm∙ 981ms2 = 263006Nm

Apoi se determina greutatea fiecarui tronson de burlane

GBi=qBi˙lBi i=1 2 ntj (123)

GB1 = 219155Nm∙ 950m = 20819725N = 208197kN

GB2 = 219155Nm∙ 1400m = 306817N = 306817kN

GB3 = 219155Nm∙ 1500n = 3287325N = 328733kN

GB41 = 263006Nm ∙ 350m = 920521N = 92052kN

Cunoscind GBi i=1 2 ntj se calculeaza greutatea CB respective (de ordinul j)

GCBj= sumi=1

nt j

G B i (124)

GCE= sumi=1

4

G B i=208197 kN+306817 kN+328733 kN+92052 kN=935799 kN

Similar se calculeaza pentru CI(I) si CI(II) iar rezultatele se regasesc in tabelele 122 123 124

Tabelul 121 Caracteristicile burlanelor de tubare cu filet rotund lung (L) conform STAS 875-86

11

12

Fig 121 Determinarea profiluluistructurii CE de 5 in cu filet L din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 122 Caracteristicile CE

CB4=CE DCE= 5 in tip IF-APIL HT4=4200 ρf=1500 kgm3 nT4=4i 1 2 3 4

Li-1 m 0 950 2350 3850Li m 950 2350 3850 4200lBI m 950 1400 1500 350SBi m 752 752 752 919

CBI P110 N80 P110 P110m1Bi kgm 2234 2234 2234 2681qBi Nm 219155 219155 219155 263006GBi kN 208197 306817 328733 92052

GCB4 kN 935799

13

Fig 122 Determinarea profiluluistructurii CI(II) de 8 58 in cu filet B din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a acestui tip de coloana

Tabelul 123 Caracteristicile CI(II)

14

CB3=CI (II) DCI(II)= 8 58 in tip IF-APIL HT3=3150 ρf=1250 kgm3 nT3=5i 1 2 3 4 5

Li-1 m 0 800 1450 1880 2700Li m 800 1450 1880 2700 3150lBI m 800 650 430 820 450SBi m 1016 1016 1016 1143 127

CBI N80 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm 5362 5362 5362 5958 6553qBi Nm 526012 526012 526012 584480 642850GBi kN 420810 226185 226185 479274 289283

GCB3 kN 175746

Fig 123 Determinarea profiluluistructurii CA de 13 58 in cu filet S din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 124 Caracteristicile coloanei CI(I)

CB2=CBI(I) DCI(I)= 13 58 in tip IF-API B HT2=1680 ρf=1250 kgm3 nT2=7I 1 2 3 4 5 6 7

Li-1 m 0 120 430 650 930 1370 1610Li m 120 430 650 930 1370 1610 1680lBI m 120 310 220 280 440 240 70SBi m 1092 965 1092 1219 1306 1397 1544

CBI J55 J55 J55 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm

9085 8117 9085 10128 10724 11459 12649

qBi Nm 891239 796278 891239 993557 1052024 1124128 124090GBi kN 106949 246846 196073 278196 462891 269791 86863

GCB2 kN 1648209

13Alegerea sapei pentru forajul putului de exploatare

Conform datelor obtinute in paragrafele 11 si 12 s-a ales sape cu trei conuri conform STAS 328-86 Tipul sapei cu trei conuri este precizat de urmatorul semn grafic de nominalizare

Sapa cu trei conuri TRA-w(Ds) DLSp

15

unde TR reprezinta doua sau trei litere care denumeste natura rocii (rezistenta la forajtaria rocii si abrazivitatea) TReS SM M MA MT MTA T TE E A = A (abraziva) w(Ds) valoarea numerica a masurii diametrului nominal al sapei cu [Ds] = in D - tipul danturii DsD K L - tipul lagarelor L-L G Sp - tipul spalarii SP-J A Aj

Alegerea masurii diametrului nominal al sapei se face astfel incit aceasta sa poata realiza prin foraj spatiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubeaza putul respectiv si de conditiile de sonda si de asemenea sa poata trece prin CB anterioara prin burlanele cu diametrul interior minim (DimCBj-1) asigurind un joc interior minirn (δimCBj-1)

Se alege sapa pentru forajul putului de exploatare Conform studiilor geologice informatiilor de la sondele corelate si de asemenea informatiilor obtinute prin carotaj depozitul de roci care trebuie traversat este constituit din nisipuri presate si gresii de tarie medie abrazive Ca urmare se alege o sapa cu trei role pentru roci medii abrazive (MA) Aceasta sapa trebuie sa foreze o gaura care sa fie tubata cu o coloana de 5in = 127mm Pentru reusita operatiei de cimentare se recomanda un spatiu inelar cu masura

ɗCEr = 15mmDe asemenea ɗCE se pote aprecia cu expresia

ɗCE cong 012DCE (131)si se obtine ɗCE cong 012 ∙ 127mm = 1524mm cong 15mm Se constata ca cele doua masuri sunt apropiate Atunci folosind expresia

DSPE = DMCE+ 2 ɗCer (132)rezulta

DSPE = 1413mm+2∙ 15mm = 1713mmDar sapa trebuie sa treaca prin interiorul coloanei anterioare de 8⅝rdquo (2191mm) Aceasta coloana fiind

introdusa la adancimea de 3150m rezulta din diagrama de tubare ca ultimul sau tronson trebuie sa fie alcatuit din burlane cu grosimea maxima de perete de 127mm Deci diametrul interior minim al coloanei de burlane intermediare II CI(II) de 8⅝rdquo calculat cu relatia

DimCI(II) = DCI(II)-2 sBM (133)are masura

DimCI(II) = 2191mm-2∙ 127 mm= 1937mmFolosind tabelul 131 se observa ca se poate alege o sapa cu diametrul nominal 6 frac34rdquo (1715mm) cu

ajutorul careia se realizeaza spatiul inelar cu masura recomandata respectivɗCE = 05∙(1715mm-1413mm) = 151mm

si care poate trece prin tronsonul cu diametrul intrerior minim al CI(II) jocul interior minim determinat cu relatia

ɗimCI(II) = 05(DimCI(II) ndash DSPE) (134)are masura

ɗimCI(II) = 05(1937mm ndash 1715mm) = 111mmSimilar se aleg sapele pentru celelalte puturi iar rezultatele sunt centralizate in tabelul 112In continuare se alege varianta constructiva de sapa cu diametrul 6 frac34rdquo necesara pentru roci medii

abrazive Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

Pentru a sapa putul coloanei intermediara de burlane II CI(II) se alege o sapa cu aceleasi caracteristici dar cu diametrul de 11⅝rdquo

Pentru a sapa putul coloanei intermediare I CI(I) alegem o sapa cu diametrul de 17 frac12rdquo necesara pentru roci moi Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

In continuare se alege varianta constructiva de sapa pentru a fora putul CS Se alege spa cu diametrul de 26rdquo pentru roci slabe S-26J adica o sapa cu dinti din otel cu lagare cu alunecare neetanse si cu spalare exterioara cu fluid (cu jet)(J)

16

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

yTj =

HTj

HM (111) icircn care HTj este adacircncimea de tubare a coloanei de ordinul j

HM ndash adacircncimea maximă (finală) a sondei HTj =yTj middot HM (112)

HT1 = 013 middot 4200m = 546 mHT2 = 0 4 middot 4200m = 1680 mHT2 = 0 75 middot 4200m = 3150 m

HT4 = 1 middot 4200m = 4200m In tabelele 111 si 112 va fi prezentat programul de constructie a Sondei 8 Boldesti

Tabelul 111 Informatii generale despre Sonda 81 Boldesti1 Sonda 812 Structura geologica Boldesti3 Caracter Exploatare petrol4 Debit estimat cca 50 t24 h5 Adincimea proiectata 4200 m

6 Programul de tubare 20in x 546m13 38 in x 1680 m 8 58in x 3150m 5 in x

4200 m7 Tipul instalatiei de foraj F 320-3 DH

8 Durata de realizare montare-demontare32 zile pentru foraj 4 zile pentru probe90zile foraj 5 zile probe de productie

Tabelul 112 Programul de constructie a Sondei 81Boldesti

j CB HCBj= LCBj

(m)

LS

(m)yTj DCBj

(mm)Tip

burlane si IF

DMCBj

(mm)δCBj

(mm)DSPj

(mm)Tipul sapei

IFU-C

1

CSA 546 546 013 20in(508)

APIS

5334 633 26in(6604)

S-26 J 8 58 REG

2

CI(I) 1680 1134 04 13 38in

(3397)

APIB

3651 397 17 12in(4445)

M-17 12 DGJ

7 58 REG

3

CI(II) 3150 1470 075 8 58in(2191)

APIL

2445 254 11 58in (2953)

MA-11 58 in DGJ

6 58 REG

4

CE 4200 1050 1 5in(127)

APIL

1413 151 6 frac34 in(1715)

MA-6 frac34 DJG

3 frac12 REG

j CB DimCBj-1

(mm)δimCBj-1

(mm)δCBr

(mm)RCBj=

δ CB jDs

RCBr CSICBj CSICBr

1 CSA 4826 1905 50 0096 0100 0238 02502 CI (I) 30776 691 45 0090 0100 0220 02503 CI (II) 1937 111 25 0086 0090 0208 02204 CE - - 15 0088 0090 0214 0220

7

Tabelul 113 din care se alege spaţiul inelar δCE in funcţie de diametrul nominal al coloanei de exploatare DCE

Nr

Crt DequivDCB

mm (in)

δCB

mm

δCBr

mm

Condiţii de foraj (CF)

Normale (N) Complicate (C)

RCBr CSICBr RCBr CSICBr

1 1143(412)divide127(5) 137divide152 10divide15

0050

0065

0110

0150

0060

0090

0137

0220

2 1397(512)divide1583(614) 168divide191 15divide20

3 1683(658)divide1937(758) 202divide232 20divide25

4 2191(858)divide2445(958) 263divide293 25divide30

5 2731(1034)divide2894(1134) 328divide358 30divide35 0060

0090

0137

0220

0080

0100

0190

0250 6 3238(1234)divide3397(1338) 389divide408 35divide40

7 4064(16)divide5080(20) 488divide610 45divide50

Caracterul Sondei 81 Boldesti este de exploatare a petrolului dintr-un zacamint format din roci consolidate de tarie medii (M) si abrazive (A) Astfel coloana de exploatare (CE) se introduce cu siul fixat in acoperisul stratului productiv la adincimea maxima (HM) de 4200 m

Debitul zacamantului este estimat la cca50t24h ceea ce corespunde utilizarii unei CE cu diametrul naminal de 5in

In conformitate cu studiile geologice realizate in zona si cu sondele de corelare forate anterior structura traversata impune folosirea a patru coloane de burlane Nu este nevoie de o coloana de ghidare datorita faptului ca solul este compact In intervalul de cca 1500-1550m este traversat un zacamant de gaze ceea ce determina utilizarea unei coloane intermediare ICI(I) cu burlane cu filet Butters (B) pentru realizarea unei etansari bune

Coloanele sunt de tipul intregi adica tubeaza puturile forate pana la suprafata (bdquola zi) Ceea ce inseamna ca

LCBj=HCBj=HTj j=14 (113) Adincimea la care se realizeaza tubarea se determina cu relatia

yT j=HT j

H M (114)

de unde rezulta ca HT j= yT j ∙ H M

HT 1=013 ∙ 4200 m=546 m

HT 2=04 ∙ 4200 m=1680 m

HT 3=075 ∙ 4200 m=3150 m

HT 1=1∙ 4200 m=4200 m

Astfel se obtin datele inscrise in tabelul 112

Adancimea pe care se realizeaza saparea (Ls) se determina cu expresia

Ls=Lsj=ΔHCBj=HCBj-HCBj-1 j = l2nCB (115)

Ls 1=546 mminus0 m=546 m

8

Ls 2=1680 mminus546 m=1134m

Ls 3=3150 mminus1680 m=1470 mLs 4=4200 mminus3150 m=1050 m

Diametrul nominal al CB (DCB) este diametrul exterior al burlanelor care o alcatuiesc (DeB=DeCB) Masura diametrului nominal al fiecarei CB se determina prin bdquometoda de jos in sus plecind de la masura impusa diametrului CE In tabelul 112 sunt concentrate aceste valori exprimate atit in inch cit si in mm pe baza transformarii 1 in = 254 mm Burlanele sunt construite dupa normele API (America Petroleum Institute) si au urmatoarele tipuri de filete S pentru CSA B pentruCI(I) respectiv L pentru CI(II) si CEMasura diametrului mufei pentru fiecare coloana se preia din STAS 875-86

Tabelul 114 Masurile diametrului exterior al mufei

DCB = DB

in (mm)DMCB (mm)

SL B mufe normale B mufe speciale4 frac12 (1143) 1270 1270 12385 (127) 1413 1413 13655 frac12 (1397) 1537 1537 14926 58 (1683) 1877 1877 17787 (1778) 1945 1945 18737 58 (1937) 2159 2159 20648 58 (2191) 2445 2445 23189 58 (2445) 2699 2699 257110 frac34 (2730) 2984 2984 285711 frac34 (2984) 3238 3238 -12 frac34 (3238) 3510 - -13 38 (3397) 3651 3651 -20 (508) 5334 -

Spatiul inelar pentru fiecare CB SCBJ se calculeaza cu expresia de definitie

δCBj=05 times

(DSPj-DMCBj) (115a)

Valorile determinate prin calcul se compara cu masurile recomandate si anume δCBr

Se constata ca marimile determinate prin calcul corespund cu cele care sunt recomandate In STAS 328-86 exista un tabel cu corespondenta dintre DSPj DCBj si DCBj-1

Valoarea lui DimCBj-1 este preluata din STAS 875-86 pentru fiecare CBj-1 respectiv rezulta pe baza calculului de dimensionare prin adoptarea masurii standardizate

Valoarea lui δimCBj-1 se determina astfel

ΔimCBj-1=05 times

(DimCBj-1-DSPj) (115b)

9

12 Determinarea profilurilor coloanelor de burlane si a greutatii fiecarei coloane

Determinarea profilului unei coloane de burlane de ordinul j (CBj) din componenta sondei inseamna determinarea structurii ei reprezentate de

- numarul de tronsoane de burlane (nTj)- lungimea fiecarui tronson de burlane (lBi i=12nTj)- numarul de burlane din fiecare tronson (NBi i= 12 nTj)- clasa de rezistenta a otelului din care se confectioneaza burlanele din fiecare tronson (CBj)- grosimea de perete a corpului burlanului din fiecare tronson (sBi i = 1 2 nTj)- masa unitara (m1Bi) si greutatea unitara a burlanelor care compun fiecare tronson

(qB i = 1 2 ntj)Stabilirea structuriicomponentei CB se face in functie de solicitarile burlanelor de la adincimea la

care acestea sunt amplasate in cadrul coloaneiSe considera cele doua solicitari principale ale CB de tractiune datorita greutatii proprii aparente

(Ga) si de compresiune radiala si circumferentiala datorita presiunii exterioare a fiuiduiui de fpraj (pef) Se determina profilulstrucura fiecarei CB care echipeaza Sonda 81 Boldesti cu ajutorul

diagramelor de tubareDiagrama de tubare este o reprezentare a pozitiei fiecarui tronson de burlane impreuna cu

caracteristicile sale (lBi sBi CBi) in cadrul CB in functie de adincimea de tubare pentru coloana de tipul intreaga cu o anumita masura a diametrului nominal cu un anumit tip de imbinare filetata (S L B EL) calculata la cele doua actiuni principale (Ga si pef) considerind o anumita masura a densitatii fluidului de foraj si anumite valori ale coeficientilor de siguranta la turtire si la smulgerea din filet (conform fig 21)Pentru adincimea de introducere a coloanei de ordinul j (adincimea de tubare a putului de ordinul j HTI) se traseaza o linie verticala pina ce aceasta intersecteaza linia reprezentata la unghiul de 45deg care determina chiar lungimea coloanei (lungimea de tubare a putului) LCBj=LTj care este egala cu HTJ Linia verficala trasata astfel trece prin mai multe domenii fiecare dintre acestea apartinind unor burlane cu o anumita masura a grosimii de perete (SBi) si confectionate dintr-un otel de o anumita clasa de rezistenta (CBi) La intersectiile liniei verticale cu liniile de granita ce delimiteaza fiecare domeniu (pentru burlane cu SBI si CBI) se obtin lungimile Li-1 si Li i= 1 2 ntj care determina lungimea tronsonului respectiv de burlane lBA conform relatiei

lBi= Li-Li-1 (121)

lB1= 950m-0m = 950m

lB2= 2350m-950m = 1400m

lB3= 3850m-2350m = 1500m

lB4= 4200m-3850m = 350m

Astfel sunt puse in evidenta numarul de trosoane de burlane din care este alatuita coloana respectiva de ordinul j (ntj) si de asemenea pozitia (Li-1 si Li) si caracterisficile fiecarui tronson de burlane (lBi sBi CBi) Datele obtinute in acest fel sunt concentrate intr-un tabel

10

Cunoscind SBI din standardul de burlane STAS 875-86 se preia masa unitara a burlanelor (considerate cu o mufa infiletata la un capat) din fiecare tronson i m1Bi i=12ntj Cu ajutorul ei se calculeaza greutatea unitara a tronsonului

qBi=m1Bi∙g i=1 2 ntj (122)

qB1 = qB2 = qB3 =2234kgm∙981ms2 = 219155Nm

qB4 = 2681kgm∙ 981ms2 = 263006Nm

Apoi se determina greutatea fiecarui tronson de burlane

GBi=qBi˙lBi i=1 2 ntj (123)

GB1 = 219155Nm∙ 950m = 20819725N = 208197kN

GB2 = 219155Nm∙ 1400m = 306817N = 306817kN

GB3 = 219155Nm∙ 1500n = 3287325N = 328733kN

GB41 = 263006Nm ∙ 350m = 920521N = 92052kN

Cunoscind GBi i=1 2 ntj se calculeaza greutatea CB respective (de ordinul j)

GCBj= sumi=1

nt j

G B i (124)

GCE= sumi=1

4

G B i=208197 kN+306817 kN+328733 kN+92052 kN=935799 kN

Similar se calculeaza pentru CI(I) si CI(II) iar rezultatele se regasesc in tabelele 122 123 124

Tabelul 121 Caracteristicile burlanelor de tubare cu filet rotund lung (L) conform STAS 875-86

11

12

Fig 121 Determinarea profiluluistructurii CE de 5 in cu filet L din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 122 Caracteristicile CE

CB4=CE DCE= 5 in tip IF-APIL HT4=4200 ρf=1500 kgm3 nT4=4i 1 2 3 4

Li-1 m 0 950 2350 3850Li m 950 2350 3850 4200lBI m 950 1400 1500 350SBi m 752 752 752 919

CBI P110 N80 P110 P110m1Bi kgm 2234 2234 2234 2681qBi Nm 219155 219155 219155 263006GBi kN 208197 306817 328733 92052

GCB4 kN 935799

13

Fig 122 Determinarea profiluluistructurii CI(II) de 8 58 in cu filet B din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a acestui tip de coloana

Tabelul 123 Caracteristicile CI(II)

14

CB3=CI (II) DCI(II)= 8 58 in tip IF-APIL HT3=3150 ρf=1250 kgm3 nT3=5i 1 2 3 4 5

Li-1 m 0 800 1450 1880 2700Li m 800 1450 1880 2700 3150lBI m 800 650 430 820 450SBi m 1016 1016 1016 1143 127

CBI N80 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm 5362 5362 5362 5958 6553qBi Nm 526012 526012 526012 584480 642850GBi kN 420810 226185 226185 479274 289283

GCB3 kN 175746

Fig 123 Determinarea profiluluistructurii CA de 13 58 in cu filet S din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 124 Caracteristicile coloanei CI(I)

CB2=CBI(I) DCI(I)= 13 58 in tip IF-API B HT2=1680 ρf=1250 kgm3 nT2=7I 1 2 3 4 5 6 7

Li-1 m 0 120 430 650 930 1370 1610Li m 120 430 650 930 1370 1610 1680lBI m 120 310 220 280 440 240 70SBi m 1092 965 1092 1219 1306 1397 1544

CBI J55 J55 J55 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm

9085 8117 9085 10128 10724 11459 12649

qBi Nm 891239 796278 891239 993557 1052024 1124128 124090GBi kN 106949 246846 196073 278196 462891 269791 86863

GCB2 kN 1648209

13Alegerea sapei pentru forajul putului de exploatare

Conform datelor obtinute in paragrafele 11 si 12 s-a ales sape cu trei conuri conform STAS 328-86 Tipul sapei cu trei conuri este precizat de urmatorul semn grafic de nominalizare

Sapa cu trei conuri TRA-w(Ds) DLSp

15

unde TR reprezinta doua sau trei litere care denumeste natura rocii (rezistenta la forajtaria rocii si abrazivitatea) TReS SM M MA MT MTA T TE E A = A (abraziva) w(Ds) valoarea numerica a masurii diametrului nominal al sapei cu [Ds] = in D - tipul danturii DsD K L - tipul lagarelor L-L G Sp - tipul spalarii SP-J A Aj

Alegerea masurii diametrului nominal al sapei se face astfel incit aceasta sa poata realiza prin foraj spatiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubeaza putul respectiv si de conditiile de sonda si de asemenea sa poata trece prin CB anterioara prin burlanele cu diametrul interior minim (DimCBj-1) asigurind un joc interior minirn (δimCBj-1)

Se alege sapa pentru forajul putului de exploatare Conform studiilor geologice informatiilor de la sondele corelate si de asemenea informatiilor obtinute prin carotaj depozitul de roci care trebuie traversat este constituit din nisipuri presate si gresii de tarie medie abrazive Ca urmare se alege o sapa cu trei role pentru roci medii abrazive (MA) Aceasta sapa trebuie sa foreze o gaura care sa fie tubata cu o coloana de 5in = 127mm Pentru reusita operatiei de cimentare se recomanda un spatiu inelar cu masura

ɗCEr = 15mmDe asemenea ɗCE se pote aprecia cu expresia

ɗCE cong 012DCE (131)si se obtine ɗCE cong 012 ∙ 127mm = 1524mm cong 15mm Se constata ca cele doua masuri sunt apropiate Atunci folosind expresia

DSPE = DMCE+ 2 ɗCer (132)rezulta

DSPE = 1413mm+2∙ 15mm = 1713mmDar sapa trebuie sa treaca prin interiorul coloanei anterioare de 8⅝rdquo (2191mm) Aceasta coloana fiind

introdusa la adancimea de 3150m rezulta din diagrama de tubare ca ultimul sau tronson trebuie sa fie alcatuit din burlane cu grosimea maxima de perete de 127mm Deci diametrul interior minim al coloanei de burlane intermediare II CI(II) de 8⅝rdquo calculat cu relatia

DimCI(II) = DCI(II)-2 sBM (133)are masura

DimCI(II) = 2191mm-2∙ 127 mm= 1937mmFolosind tabelul 131 se observa ca se poate alege o sapa cu diametrul nominal 6 frac34rdquo (1715mm) cu

ajutorul careia se realizeaza spatiul inelar cu masura recomandata respectivɗCE = 05∙(1715mm-1413mm) = 151mm

si care poate trece prin tronsonul cu diametrul intrerior minim al CI(II) jocul interior minim determinat cu relatia

ɗimCI(II) = 05(DimCI(II) ndash DSPE) (134)are masura

ɗimCI(II) = 05(1937mm ndash 1715mm) = 111mmSimilar se aleg sapele pentru celelalte puturi iar rezultatele sunt centralizate in tabelul 112In continuare se alege varianta constructiva de sapa cu diametrul 6 frac34rdquo necesara pentru roci medii

abrazive Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

Pentru a sapa putul coloanei intermediara de burlane II CI(II) se alege o sapa cu aceleasi caracteristici dar cu diametrul de 11⅝rdquo

Pentru a sapa putul coloanei intermediare I CI(I) alegem o sapa cu diametrul de 17 frac12rdquo necesara pentru roci moi Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

In continuare se alege varianta constructiva de sapa pentru a fora putul CS Se alege spa cu diametrul de 26rdquo pentru roci slabe S-26J adica o sapa cu dinti din otel cu lagare cu alunecare neetanse si cu spalare exterioara cu fluid (cu jet)(J)

16

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Tabelul 113 din care se alege spaţiul inelar δCE in funcţie de diametrul nominal al coloanei de exploatare DCE

Nr

Crt DequivDCB

mm (in)

δCB

mm

δCBr

mm

Condiţii de foraj (CF)

Normale (N) Complicate (C)

RCBr CSICBr RCBr CSICBr

1 1143(412)divide127(5) 137divide152 10divide15

0050

0065

0110

0150

0060

0090

0137

0220

2 1397(512)divide1583(614) 168divide191 15divide20

3 1683(658)divide1937(758) 202divide232 20divide25

4 2191(858)divide2445(958) 263divide293 25divide30

5 2731(1034)divide2894(1134) 328divide358 30divide35 0060

0090

0137

0220

0080

0100

0190

0250 6 3238(1234)divide3397(1338) 389divide408 35divide40

7 4064(16)divide5080(20) 488divide610 45divide50

Caracterul Sondei 81 Boldesti este de exploatare a petrolului dintr-un zacamint format din roci consolidate de tarie medii (M) si abrazive (A) Astfel coloana de exploatare (CE) se introduce cu siul fixat in acoperisul stratului productiv la adincimea maxima (HM) de 4200 m

Debitul zacamantului este estimat la cca50t24h ceea ce corespunde utilizarii unei CE cu diametrul naminal de 5in

In conformitate cu studiile geologice realizate in zona si cu sondele de corelare forate anterior structura traversata impune folosirea a patru coloane de burlane Nu este nevoie de o coloana de ghidare datorita faptului ca solul este compact In intervalul de cca 1500-1550m este traversat un zacamant de gaze ceea ce determina utilizarea unei coloane intermediare ICI(I) cu burlane cu filet Butters (B) pentru realizarea unei etansari bune

Coloanele sunt de tipul intregi adica tubeaza puturile forate pana la suprafata (bdquola zi) Ceea ce inseamna ca

LCBj=HCBj=HTj j=14 (113) Adincimea la care se realizeaza tubarea se determina cu relatia

yT j=HT j

H M (114)

de unde rezulta ca HT j= yT j ∙ H M

HT 1=013 ∙ 4200 m=546 m

HT 2=04 ∙ 4200 m=1680 m

HT 3=075 ∙ 4200 m=3150 m

HT 1=1∙ 4200 m=4200 m

Astfel se obtin datele inscrise in tabelul 112

Adancimea pe care se realizeaza saparea (Ls) se determina cu expresia

Ls=Lsj=ΔHCBj=HCBj-HCBj-1 j = l2nCB (115)

Ls 1=546 mminus0 m=546 m

8

Ls 2=1680 mminus546 m=1134m

Ls 3=3150 mminus1680 m=1470 mLs 4=4200 mminus3150 m=1050 m

Diametrul nominal al CB (DCB) este diametrul exterior al burlanelor care o alcatuiesc (DeB=DeCB) Masura diametrului nominal al fiecarei CB se determina prin bdquometoda de jos in sus plecind de la masura impusa diametrului CE In tabelul 112 sunt concentrate aceste valori exprimate atit in inch cit si in mm pe baza transformarii 1 in = 254 mm Burlanele sunt construite dupa normele API (America Petroleum Institute) si au urmatoarele tipuri de filete S pentru CSA B pentruCI(I) respectiv L pentru CI(II) si CEMasura diametrului mufei pentru fiecare coloana se preia din STAS 875-86

Tabelul 114 Masurile diametrului exterior al mufei

DCB = DB

in (mm)DMCB (mm)

SL B mufe normale B mufe speciale4 frac12 (1143) 1270 1270 12385 (127) 1413 1413 13655 frac12 (1397) 1537 1537 14926 58 (1683) 1877 1877 17787 (1778) 1945 1945 18737 58 (1937) 2159 2159 20648 58 (2191) 2445 2445 23189 58 (2445) 2699 2699 257110 frac34 (2730) 2984 2984 285711 frac34 (2984) 3238 3238 -12 frac34 (3238) 3510 - -13 38 (3397) 3651 3651 -20 (508) 5334 -

Spatiul inelar pentru fiecare CB SCBJ se calculeaza cu expresia de definitie

δCBj=05 times

(DSPj-DMCBj) (115a)

Valorile determinate prin calcul se compara cu masurile recomandate si anume δCBr

Se constata ca marimile determinate prin calcul corespund cu cele care sunt recomandate In STAS 328-86 exista un tabel cu corespondenta dintre DSPj DCBj si DCBj-1

Valoarea lui DimCBj-1 este preluata din STAS 875-86 pentru fiecare CBj-1 respectiv rezulta pe baza calculului de dimensionare prin adoptarea masurii standardizate

Valoarea lui δimCBj-1 se determina astfel

ΔimCBj-1=05 times

(DimCBj-1-DSPj) (115b)

9

12 Determinarea profilurilor coloanelor de burlane si a greutatii fiecarei coloane

Determinarea profilului unei coloane de burlane de ordinul j (CBj) din componenta sondei inseamna determinarea structurii ei reprezentate de

- numarul de tronsoane de burlane (nTj)- lungimea fiecarui tronson de burlane (lBi i=12nTj)- numarul de burlane din fiecare tronson (NBi i= 12 nTj)- clasa de rezistenta a otelului din care se confectioneaza burlanele din fiecare tronson (CBj)- grosimea de perete a corpului burlanului din fiecare tronson (sBi i = 1 2 nTj)- masa unitara (m1Bi) si greutatea unitara a burlanelor care compun fiecare tronson

(qB i = 1 2 ntj)Stabilirea structuriicomponentei CB se face in functie de solicitarile burlanelor de la adincimea la

care acestea sunt amplasate in cadrul coloaneiSe considera cele doua solicitari principale ale CB de tractiune datorita greutatii proprii aparente

(Ga) si de compresiune radiala si circumferentiala datorita presiunii exterioare a fiuiduiui de fpraj (pef) Se determina profilulstrucura fiecarei CB care echipeaza Sonda 81 Boldesti cu ajutorul

diagramelor de tubareDiagrama de tubare este o reprezentare a pozitiei fiecarui tronson de burlane impreuna cu

caracteristicile sale (lBi sBi CBi) in cadrul CB in functie de adincimea de tubare pentru coloana de tipul intreaga cu o anumita masura a diametrului nominal cu un anumit tip de imbinare filetata (S L B EL) calculata la cele doua actiuni principale (Ga si pef) considerind o anumita masura a densitatii fluidului de foraj si anumite valori ale coeficientilor de siguranta la turtire si la smulgerea din filet (conform fig 21)Pentru adincimea de introducere a coloanei de ordinul j (adincimea de tubare a putului de ordinul j HTI) se traseaza o linie verticala pina ce aceasta intersecteaza linia reprezentata la unghiul de 45deg care determina chiar lungimea coloanei (lungimea de tubare a putului) LCBj=LTj care este egala cu HTJ Linia verficala trasata astfel trece prin mai multe domenii fiecare dintre acestea apartinind unor burlane cu o anumita masura a grosimii de perete (SBi) si confectionate dintr-un otel de o anumita clasa de rezistenta (CBi) La intersectiile liniei verticale cu liniile de granita ce delimiteaza fiecare domeniu (pentru burlane cu SBI si CBI) se obtin lungimile Li-1 si Li i= 1 2 ntj care determina lungimea tronsonului respectiv de burlane lBA conform relatiei

lBi= Li-Li-1 (121)

lB1= 950m-0m = 950m

lB2= 2350m-950m = 1400m

lB3= 3850m-2350m = 1500m

lB4= 4200m-3850m = 350m

Astfel sunt puse in evidenta numarul de trosoane de burlane din care este alatuita coloana respectiva de ordinul j (ntj) si de asemenea pozitia (Li-1 si Li) si caracterisficile fiecarui tronson de burlane (lBi sBi CBi) Datele obtinute in acest fel sunt concentrate intr-un tabel

10

Cunoscind SBI din standardul de burlane STAS 875-86 se preia masa unitara a burlanelor (considerate cu o mufa infiletata la un capat) din fiecare tronson i m1Bi i=12ntj Cu ajutorul ei se calculeaza greutatea unitara a tronsonului

qBi=m1Bi∙g i=1 2 ntj (122)

qB1 = qB2 = qB3 =2234kgm∙981ms2 = 219155Nm

qB4 = 2681kgm∙ 981ms2 = 263006Nm

Apoi se determina greutatea fiecarui tronson de burlane

GBi=qBi˙lBi i=1 2 ntj (123)

GB1 = 219155Nm∙ 950m = 20819725N = 208197kN

GB2 = 219155Nm∙ 1400m = 306817N = 306817kN

GB3 = 219155Nm∙ 1500n = 3287325N = 328733kN

GB41 = 263006Nm ∙ 350m = 920521N = 92052kN

Cunoscind GBi i=1 2 ntj se calculeaza greutatea CB respective (de ordinul j)

GCBj= sumi=1

nt j

G B i (124)

GCE= sumi=1

4

G B i=208197 kN+306817 kN+328733 kN+92052 kN=935799 kN

Similar se calculeaza pentru CI(I) si CI(II) iar rezultatele se regasesc in tabelele 122 123 124

Tabelul 121 Caracteristicile burlanelor de tubare cu filet rotund lung (L) conform STAS 875-86

11

12

Fig 121 Determinarea profiluluistructurii CE de 5 in cu filet L din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 122 Caracteristicile CE

CB4=CE DCE= 5 in tip IF-APIL HT4=4200 ρf=1500 kgm3 nT4=4i 1 2 3 4

Li-1 m 0 950 2350 3850Li m 950 2350 3850 4200lBI m 950 1400 1500 350SBi m 752 752 752 919

CBI P110 N80 P110 P110m1Bi kgm 2234 2234 2234 2681qBi Nm 219155 219155 219155 263006GBi kN 208197 306817 328733 92052

GCB4 kN 935799

13

Fig 122 Determinarea profiluluistructurii CI(II) de 8 58 in cu filet B din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a acestui tip de coloana

Tabelul 123 Caracteristicile CI(II)

14

CB3=CI (II) DCI(II)= 8 58 in tip IF-APIL HT3=3150 ρf=1250 kgm3 nT3=5i 1 2 3 4 5

Li-1 m 0 800 1450 1880 2700Li m 800 1450 1880 2700 3150lBI m 800 650 430 820 450SBi m 1016 1016 1016 1143 127

CBI N80 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm 5362 5362 5362 5958 6553qBi Nm 526012 526012 526012 584480 642850GBi kN 420810 226185 226185 479274 289283

GCB3 kN 175746

Fig 123 Determinarea profiluluistructurii CA de 13 58 in cu filet S din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 124 Caracteristicile coloanei CI(I)

CB2=CBI(I) DCI(I)= 13 58 in tip IF-API B HT2=1680 ρf=1250 kgm3 nT2=7I 1 2 3 4 5 6 7

Li-1 m 0 120 430 650 930 1370 1610Li m 120 430 650 930 1370 1610 1680lBI m 120 310 220 280 440 240 70SBi m 1092 965 1092 1219 1306 1397 1544

CBI J55 J55 J55 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm

9085 8117 9085 10128 10724 11459 12649

qBi Nm 891239 796278 891239 993557 1052024 1124128 124090GBi kN 106949 246846 196073 278196 462891 269791 86863

GCB2 kN 1648209

13Alegerea sapei pentru forajul putului de exploatare

Conform datelor obtinute in paragrafele 11 si 12 s-a ales sape cu trei conuri conform STAS 328-86 Tipul sapei cu trei conuri este precizat de urmatorul semn grafic de nominalizare

Sapa cu trei conuri TRA-w(Ds) DLSp

15

unde TR reprezinta doua sau trei litere care denumeste natura rocii (rezistenta la forajtaria rocii si abrazivitatea) TReS SM M MA MT MTA T TE E A = A (abraziva) w(Ds) valoarea numerica a masurii diametrului nominal al sapei cu [Ds] = in D - tipul danturii DsD K L - tipul lagarelor L-L G Sp - tipul spalarii SP-J A Aj

Alegerea masurii diametrului nominal al sapei se face astfel incit aceasta sa poata realiza prin foraj spatiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubeaza putul respectiv si de conditiile de sonda si de asemenea sa poata trece prin CB anterioara prin burlanele cu diametrul interior minim (DimCBj-1) asigurind un joc interior minirn (δimCBj-1)

Se alege sapa pentru forajul putului de exploatare Conform studiilor geologice informatiilor de la sondele corelate si de asemenea informatiilor obtinute prin carotaj depozitul de roci care trebuie traversat este constituit din nisipuri presate si gresii de tarie medie abrazive Ca urmare se alege o sapa cu trei role pentru roci medii abrazive (MA) Aceasta sapa trebuie sa foreze o gaura care sa fie tubata cu o coloana de 5in = 127mm Pentru reusita operatiei de cimentare se recomanda un spatiu inelar cu masura

ɗCEr = 15mmDe asemenea ɗCE se pote aprecia cu expresia

ɗCE cong 012DCE (131)si se obtine ɗCE cong 012 ∙ 127mm = 1524mm cong 15mm Se constata ca cele doua masuri sunt apropiate Atunci folosind expresia

DSPE = DMCE+ 2 ɗCer (132)rezulta

DSPE = 1413mm+2∙ 15mm = 1713mmDar sapa trebuie sa treaca prin interiorul coloanei anterioare de 8⅝rdquo (2191mm) Aceasta coloana fiind

introdusa la adancimea de 3150m rezulta din diagrama de tubare ca ultimul sau tronson trebuie sa fie alcatuit din burlane cu grosimea maxima de perete de 127mm Deci diametrul interior minim al coloanei de burlane intermediare II CI(II) de 8⅝rdquo calculat cu relatia

DimCI(II) = DCI(II)-2 sBM (133)are masura

DimCI(II) = 2191mm-2∙ 127 mm= 1937mmFolosind tabelul 131 se observa ca se poate alege o sapa cu diametrul nominal 6 frac34rdquo (1715mm) cu

ajutorul careia se realizeaza spatiul inelar cu masura recomandata respectivɗCE = 05∙(1715mm-1413mm) = 151mm

si care poate trece prin tronsonul cu diametrul intrerior minim al CI(II) jocul interior minim determinat cu relatia

ɗimCI(II) = 05(DimCI(II) ndash DSPE) (134)are masura

ɗimCI(II) = 05(1937mm ndash 1715mm) = 111mmSimilar se aleg sapele pentru celelalte puturi iar rezultatele sunt centralizate in tabelul 112In continuare se alege varianta constructiva de sapa cu diametrul 6 frac34rdquo necesara pentru roci medii

abrazive Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

Pentru a sapa putul coloanei intermediara de burlane II CI(II) se alege o sapa cu aceleasi caracteristici dar cu diametrul de 11⅝rdquo

Pentru a sapa putul coloanei intermediare I CI(I) alegem o sapa cu diametrul de 17 frac12rdquo necesara pentru roci moi Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

In continuare se alege varianta constructiva de sapa pentru a fora putul CS Se alege spa cu diametrul de 26rdquo pentru roci slabe S-26J adica o sapa cu dinti din otel cu lagare cu alunecare neetanse si cu spalare exterioara cu fluid (cu jet)(J)

16

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Ls 2=1680 mminus546 m=1134m

Ls 3=3150 mminus1680 m=1470 mLs 4=4200 mminus3150 m=1050 m

Diametrul nominal al CB (DCB) este diametrul exterior al burlanelor care o alcatuiesc (DeB=DeCB) Masura diametrului nominal al fiecarei CB se determina prin bdquometoda de jos in sus plecind de la masura impusa diametrului CE In tabelul 112 sunt concentrate aceste valori exprimate atit in inch cit si in mm pe baza transformarii 1 in = 254 mm Burlanele sunt construite dupa normele API (America Petroleum Institute) si au urmatoarele tipuri de filete S pentru CSA B pentruCI(I) respectiv L pentru CI(II) si CEMasura diametrului mufei pentru fiecare coloana se preia din STAS 875-86

Tabelul 114 Masurile diametrului exterior al mufei

DCB = DB

in (mm)DMCB (mm)

SL B mufe normale B mufe speciale4 frac12 (1143) 1270 1270 12385 (127) 1413 1413 13655 frac12 (1397) 1537 1537 14926 58 (1683) 1877 1877 17787 (1778) 1945 1945 18737 58 (1937) 2159 2159 20648 58 (2191) 2445 2445 23189 58 (2445) 2699 2699 257110 frac34 (2730) 2984 2984 285711 frac34 (2984) 3238 3238 -12 frac34 (3238) 3510 - -13 38 (3397) 3651 3651 -20 (508) 5334 -

Spatiul inelar pentru fiecare CB SCBJ se calculeaza cu expresia de definitie

δCBj=05 times

(DSPj-DMCBj) (115a)

Valorile determinate prin calcul se compara cu masurile recomandate si anume δCBr

Se constata ca marimile determinate prin calcul corespund cu cele care sunt recomandate In STAS 328-86 exista un tabel cu corespondenta dintre DSPj DCBj si DCBj-1

Valoarea lui DimCBj-1 este preluata din STAS 875-86 pentru fiecare CBj-1 respectiv rezulta pe baza calculului de dimensionare prin adoptarea masurii standardizate

Valoarea lui δimCBj-1 se determina astfel

ΔimCBj-1=05 times

(DimCBj-1-DSPj) (115b)

9

12 Determinarea profilurilor coloanelor de burlane si a greutatii fiecarei coloane

Determinarea profilului unei coloane de burlane de ordinul j (CBj) din componenta sondei inseamna determinarea structurii ei reprezentate de

- numarul de tronsoane de burlane (nTj)- lungimea fiecarui tronson de burlane (lBi i=12nTj)- numarul de burlane din fiecare tronson (NBi i= 12 nTj)- clasa de rezistenta a otelului din care se confectioneaza burlanele din fiecare tronson (CBj)- grosimea de perete a corpului burlanului din fiecare tronson (sBi i = 1 2 nTj)- masa unitara (m1Bi) si greutatea unitara a burlanelor care compun fiecare tronson

(qB i = 1 2 ntj)Stabilirea structuriicomponentei CB se face in functie de solicitarile burlanelor de la adincimea la

care acestea sunt amplasate in cadrul coloaneiSe considera cele doua solicitari principale ale CB de tractiune datorita greutatii proprii aparente

(Ga) si de compresiune radiala si circumferentiala datorita presiunii exterioare a fiuiduiui de fpraj (pef) Se determina profilulstrucura fiecarei CB care echipeaza Sonda 81 Boldesti cu ajutorul

diagramelor de tubareDiagrama de tubare este o reprezentare a pozitiei fiecarui tronson de burlane impreuna cu

caracteristicile sale (lBi sBi CBi) in cadrul CB in functie de adincimea de tubare pentru coloana de tipul intreaga cu o anumita masura a diametrului nominal cu un anumit tip de imbinare filetata (S L B EL) calculata la cele doua actiuni principale (Ga si pef) considerind o anumita masura a densitatii fluidului de foraj si anumite valori ale coeficientilor de siguranta la turtire si la smulgerea din filet (conform fig 21)Pentru adincimea de introducere a coloanei de ordinul j (adincimea de tubare a putului de ordinul j HTI) se traseaza o linie verticala pina ce aceasta intersecteaza linia reprezentata la unghiul de 45deg care determina chiar lungimea coloanei (lungimea de tubare a putului) LCBj=LTj care este egala cu HTJ Linia verficala trasata astfel trece prin mai multe domenii fiecare dintre acestea apartinind unor burlane cu o anumita masura a grosimii de perete (SBi) si confectionate dintr-un otel de o anumita clasa de rezistenta (CBi) La intersectiile liniei verticale cu liniile de granita ce delimiteaza fiecare domeniu (pentru burlane cu SBI si CBI) se obtin lungimile Li-1 si Li i= 1 2 ntj care determina lungimea tronsonului respectiv de burlane lBA conform relatiei

lBi= Li-Li-1 (121)

lB1= 950m-0m = 950m

lB2= 2350m-950m = 1400m

lB3= 3850m-2350m = 1500m

lB4= 4200m-3850m = 350m

Astfel sunt puse in evidenta numarul de trosoane de burlane din care este alatuita coloana respectiva de ordinul j (ntj) si de asemenea pozitia (Li-1 si Li) si caracterisficile fiecarui tronson de burlane (lBi sBi CBi) Datele obtinute in acest fel sunt concentrate intr-un tabel

10

Cunoscind SBI din standardul de burlane STAS 875-86 se preia masa unitara a burlanelor (considerate cu o mufa infiletata la un capat) din fiecare tronson i m1Bi i=12ntj Cu ajutorul ei se calculeaza greutatea unitara a tronsonului

qBi=m1Bi∙g i=1 2 ntj (122)

qB1 = qB2 = qB3 =2234kgm∙981ms2 = 219155Nm

qB4 = 2681kgm∙ 981ms2 = 263006Nm

Apoi se determina greutatea fiecarui tronson de burlane

GBi=qBi˙lBi i=1 2 ntj (123)

GB1 = 219155Nm∙ 950m = 20819725N = 208197kN

GB2 = 219155Nm∙ 1400m = 306817N = 306817kN

GB3 = 219155Nm∙ 1500n = 3287325N = 328733kN

GB41 = 263006Nm ∙ 350m = 920521N = 92052kN

Cunoscind GBi i=1 2 ntj se calculeaza greutatea CB respective (de ordinul j)

GCBj= sumi=1

nt j

G B i (124)

GCE= sumi=1

4

G B i=208197 kN+306817 kN+328733 kN+92052 kN=935799 kN

Similar se calculeaza pentru CI(I) si CI(II) iar rezultatele se regasesc in tabelele 122 123 124

Tabelul 121 Caracteristicile burlanelor de tubare cu filet rotund lung (L) conform STAS 875-86

11

12

Fig 121 Determinarea profiluluistructurii CE de 5 in cu filet L din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 122 Caracteristicile CE

CB4=CE DCE= 5 in tip IF-APIL HT4=4200 ρf=1500 kgm3 nT4=4i 1 2 3 4

Li-1 m 0 950 2350 3850Li m 950 2350 3850 4200lBI m 950 1400 1500 350SBi m 752 752 752 919

CBI P110 N80 P110 P110m1Bi kgm 2234 2234 2234 2681qBi Nm 219155 219155 219155 263006GBi kN 208197 306817 328733 92052

GCB4 kN 935799

13

Fig 122 Determinarea profiluluistructurii CI(II) de 8 58 in cu filet B din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a acestui tip de coloana

Tabelul 123 Caracteristicile CI(II)

14

CB3=CI (II) DCI(II)= 8 58 in tip IF-APIL HT3=3150 ρf=1250 kgm3 nT3=5i 1 2 3 4 5

Li-1 m 0 800 1450 1880 2700Li m 800 1450 1880 2700 3150lBI m 800 650 430 820 450SBi m 1016 1016 1016 1143 127

CBI N80 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm 5362 5362 5362 5958 6553qBi Nm 526012 526012 526012 584480 642850GBi kN 420810 226185 226185 479274 289283

GCB3 kN 175746

Fig 123 Determinarea profiluluistructurii CA de 13 58 in cu filet S din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 124 Caracteristicile coloanei CI(I)

CB2=CBI(I) DCI(I)= 13 58 in tip IF-API B HT2=1680 ρf=1250 kgm3 nT2=7I 1 2 3 4 5 6 7

Li-1 m 0 120 430 650 930 1370 1610Li m 120 430 650 930 1370 1610 1680lBI m 120 310 220 280 440 240 70SBi m 1092 965 1092 1219 1306 1397 1544

CBI J55 J55 J55 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm

9085 8117 9085 10128 10724 11459 12649

qBi Nm 891239 796278 891239 993557 1052024 1124128 124090GBi kN 106949 246846 196073 278196 462891 269791 86863

GCB2 kN 1648209

13Alegerea sapei pentru forajul putului de exploatare

Conform datelor obtinute in paragrafele 11 si 12 s-a ales sape cu trei conuri conform STAS 328-86 Tipul sapei cu trei conuri este precizat de urmatorul semn grafic de nominalizare

Sapa cu trei conuri TRA-w(Ds) DLSp

15

unde TR reprezinta doua sau trei litere care denumeste natura rocii (rezistenta la forajtaria rocii si abrazivitatea) TReS SM M MA MT MTA T TE E A = A (abraziva) w(Ds) valoarea numerica a masurii diametrului nominal al sapei cu [Ds] = in D - tipul danturii DsD K L - tipul lagarelor L-L G Sp - tipul spalarii SP-J A Aj

Alegerea masurii diametrului nominal al sapei se face astfel incit aceasta sa poata realiza prin foraj spatiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubeaza putul respectiv si de conditiile de sonda si de asemenea sa poata trece prin CB anterioara prin burlanele cu diametrul interior minim (DimCBj-1) asigurind un joc interior minirn (δimCBj-1)

Se alege sapa pentru forajul putului de exploatare Conform studiilor geologice informatiilor de la sondele corelate si de asemenea informatiilor obtinute prin carotaj depozitul de roci care trebuie traversat este constituit din nisipuri presate si gresii de tarie medie abrazive Ca urmare se alege o sapa cu trei role pentru roci medii abrazive (MA) Aceasta sapa trebuie sa foreze o gaura care sa fie tubata cu o coloana de 5in = 127mm Pentru reusita operatiei de cimentare se recomanda un spatiu inelar cu masura

ɗCEr = 15mmDe asemenea ɗCE se pote aprecia cu expresia

ɗCE cong 012DCE (131)si se obtine ɗCE cong 012 ∙ 127mm = 1524mm cong 15mm Se constata ca cele doua masuri sunt apropiate Atunci folosind expresia

DSPE = DMCE+ 2 ɗCer (132)rezulta

DSPE = 1413mm+2∙ 15mm = 1713mmDar sapa trebuie sa treaca prin interiorul coloanei anterioare de 8⅝rdquo (2191mm) Aceasta coloana fiind

introdusa la adancimea de 3150m rezulta din diagrama de tubare ca ultimul sau tronson trebuie sa fie alcatuit din burlane cu grosimea maxima de perete de 127mm Deci diametrul interior minim al coloanei de burlane intermediare II CI(II) de 8⅝rdquo calculat cu relatia

DimCI(II) = DCI(II)-2 sBM (133)are masura

DimCI(II) = 2191mm-2∙ 127 mm= 1937mmFolosind tabelul 131 se observa ca se poate alege o sapa cu diametrul nominal 6 frac34rdquo (1715mm) cu

ajutorul careia se realizeaza spatiul inelar cu masura recomandata respectivɗCE = 05∙(1715mm-1413mm) = 151mm

si care poate trece prin tronsonul cu diametrul intrerior minim al CI(II) jocul interior minim determinat cu relatia

ɗimCI(II) = 05(DimCI(II) ndash DSPE) (134)are masura

ɗimCI(II) = 05(1937mm ndash 1715mm) = 111mmSimilar se aleg sapele pentru celelalte puturi iar rezultatele sunt centralizate in tabelul 112In continuare se alege varianta constructiva de sapa cu diametrul 6 frac34rdquo necesara pentru roci medii

abrazive Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

Pentru a sapa putul coloanei intermediara de burlane II CI(II) se alege o sapa cu aceleasi caracteristici dar cu diametrul de 11⅝rdquo

Pentru a sapa putul coloanei intermediare I CI(I) alegem o sapa cu diametrul de 17 frac12rdquo necesara pentru roci moi Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

In continuare se alege varianta constructiva de sapa pentru a fora putul CS Se alege spa cu diametrul de 26rdquo pentru roci slabe S-26J adica o sapa cu dinti din otel cu lagare cu alunecare neetanse si cu spalare exterioara cu fluid (cu jet)(J)

16

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

12 Determinarea profilurilor coloanelor de burlane si a greutatii fiecarei coloane

Determinarea profilului unei coloane de burlane de ordinul j (CBj) din componenta sondei inseamna determinarea structurii ei reprezentate de

- numarul de tronsoane de burlane (nTj)- lungimea fiecarui tronson de burlane (lBi i=12nTj)- numarul de burlane din fiecare tronson (NBi i= 12 nTj)- clasa de rezistenta a otelului din care se confectioneaza burlanele din fiecare tronson (CBj)- grosimea de perete a corpului burlanului din fiecare tronson (sBi i = 1 2 nTj)- masa unitara (m1Bi) si greutatea unitara a burlanelor care compun fiecare tronson

(qB i = 1 2 ntj)Stabilirea structuriicomponentei CB se face in functie de solicitarile burlanelor de la adincimea la

care acestea sunt amplasate in cadrul coloaneiSe considera cele doua solicitari principale ale CB de tractiune datorita greutatii proprii aparente

(Ga) si de compresiune radiala si circumferentiala datorita presiunii exterioare a fiuiduiui de fpraj (pef) Se determina profilulstrucura fiecarei CB care echipeaza Sonda 81 Boldesti cu ajutorul

diagramelor de tubareDiagrama de tubare este o reprezentare a pozitiei fiecarui tronson de burlane impreuna cu

caracteristicile sale (lBi sBi CBi) in cadrul CB in functie de adincimea de tubare pentru coloana de tipul intreaga cu o anumita masura a diametrului nominal cu un anumit tip de imbinare filetata (S L B EL) calculata la cele doua actiuni principale (Ga si pef) considerind o anumita masura a densitatii fluidului de foraj si anumite valori ale coeficientilor de siguranta la turtire si la smulgerea din filet (conform fig 21)Pentru adincimea de introducere a coloanei de ordinul j (adincimea de tubare a putului de ordinul j HTI) se traseaza o linie verticala pina ce aceasta intersecteaza linia reprezentata la unghiul de 45deg care determina chiar lungimea coloanei (lungimea de tubare a putului) LCBj=LTj care este egala cu HTJ Linia verficala trasata astfel trece prin mai multe domenii fiecare dintre acestea apartinind unor burlane cu o anumita masura a grosimii de perete (SBi) si confectionate dintr-un otel de o anumita clasa de rezistenta (CBi) La intersectiile liniei verticale cu liniile de granita ce delimiteaza fiecare domeniu (pentru burlane cu SBI si CBI) se obtin lungimile Li-1 si Li i= 1 2 ntj care determina lungimea tronsonului respectiv de burlane lBA conform relatiei

lBi= Li-Li-1 (121)

lB1= 950m-0m = 950m

lB2= 2350m-950m = 1400m

lB3= 3850m-2350m = 1500m

lB4= 4200m-3850m = 350m

Astfel sunt puse in evidenta numarul de trosoane de burlane din care este alatuita coloana respectiva de ordinul j (ntj) si de asemenea pozitia (Li-1 si Li) si caracterisficile fiecarui tronson de burlane (lBi sBi CBi) Datele obtinute in acest fel sunt concentrate intr-un tabel

10

Cunoscind SBI din standardul de burlane STAS 875-86 se preia masa unitara a burlanelor (considerate cu o mufa infiletata la un capat) din fiecare tronson i m1Bi i=12ntj Cu ajutorul ei se calculeaza greutatea unitara a tronsonului

qBi=m1Bi∙g i=1 2 ntj (122)

qB1 = qB2 = qB3 =2234kgm∙981ms2 = 219155Nm

qB4 = 2681kgm∙ 981ms2 = 263006Nm

Apoi se determina greutatea fiecarui tronson de burlane

GBi=qBi˙lBi i=1 2 ntj (123)

GB1 = 219155Nm∙ 950m = 20819725N = 208197kN

GB2 = 219155Nm∙ 1400m = 306817N = 306817kN

GB3 = 219155Nm∙ 1500n = 3287325N = 328733kN

GB41 = 263006Nm ∙ 350m = 920521N = 92052kN

Cunoscind GBi i=1 2 ntj se calculeaza greutatea CB respective (de ordinul j)

GCBj= sumi=1

nt j

G B i (124)

GCE= sumi=1

4

G B i=208197 kN+306817 kN+328733 kN+92052 kN=935799 kN

Similar se calculeaza pentru CI(I) si CI(II) iar rezultatele se regasesc in tabelele 122 123 124

Tabelul 121 Caracteristicile burlanelor de tubare cu filet rotund lung (L) conform STAS 875-86

11

12

Fig 121 Determinarea profiluluistructurii CE de 5 in cu filet L din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 122 Caracteristicile CE

CB4=CE DCE= 5 in tip IF-APIL HT4=4200 ρf=1500 kgm3 nT4=4i 1 2 3 4

Li-1 m 0 950 2350 3850Li m 950 2350 3850 4200lBI m 950 1400 1500 350SBi m 752 752 752 919

CBI P110 N80 P110 P110m1Bi kgm 2234 2234 2234 2681qBi Nm 219155 219155 219155 263006GBi kN 208197 306817 328733 92052

GCB4 kN 935799

13

Fig 122 Determinarea profiluluistructurii CI(II) de 8 58 in cu filet B din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a acestui tip de coloana

Tabelul 123 Caracteristicile CI(II)

14

CB3=CI (II) DCI(II)= 8 58 in tip IF-APIL HT3=3150 ρf=1250 kgm3 nT3=5i 1 2 3 4 5

Li-1 m 0 800 1450 1880 2700Li m 800 1450 1880 2700 3150lBI m 800 650 430 820 450SBi m 1016 1016 1016 1143 127

CBI N80 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm 5362 5362 5362 5958 6553qBi Nm 526012 526012 526012 584480 642850GBi kN 420810 226185 226185 479274 289283

GCB3 kN 175746

Fig 123 Determinarea profiluluistructurii CA de 13 58 in cu filet S din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 124 Caracteristicile coloanei CI(I)

CB2=CBI(I) DCI(I)= 13 58 in tip IF-API B HT2=1680 ρf=1250 kgm3 nT2=7I 1 2 3 4 5 6 7

Li-1 m 0 120 430 650 930 1370 1610Li m 120 430 650 930 1370 1610 1680lBI m 120 310 220 280 440 240 70SBi m 1092 965 1092 1219 1306 1397 1544

CBI J55 J55 J55 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm

9085 8117 9085 10128 10724 11459 12649

qBi Nm 891239 796278 891239 993557 1052024 1124128 124090GBi kN 106949 246846 196073 278196 462891 269791 86863

GCB2 kN 1648209

13Alegerea sapei pentru forajul putului de exploatare

Conform datelor obtinute in paragrafele 11 si 12 s-a ales sape cu trei conuri conform STAS 328-86 Tipul sapei cu trei conuri este precizat de urmatorul semn grafic de nominalizare

Sapa cu trei conuri TRA-w(Ds) DLSp

15

unde TR reprezinta doua sau trei litere care denumeste natura rocii (rezistenta la forajtaria rocii si abrazivitatea) TReS SM M MA MT MTA T TE E A = A (abraziva) w(Ds) valoarea numerica a masurii diametrului nominal al sapei cu [Ds] = in D - tipul danturii DsD K L - tipul lagarelor L-L G Sp - tipul spalarii SP-J A Aj

Alegerea masurii diametrului nominal al sapei se face astfel incit aceasta sa poata realiza prin foraj spatiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubeaza putul respectiv si de conditiile de sonda si de asemenea sa poata trece prin CB anterioara prin burlanele cu diametrul interior minim (DimCBj-1) asigurind un joc interior minirn (δimCBj-1)

Se alege sapa pentru forajul putului de exploatare Conform studiilor geologice informatiilor de la sondele corelate si de asemenea informatiilor obtinute prin carotaj depozitul de roci care trebuie traversat este constituit din nisipuri presate si gresii de tarie medie abrazive Ca urmare se alege o sapa cu trei role pentru roci medii abrazive (MA) Aceasta sapa trebuie sa foreze o gaura care sa fie tubata cu o coloana de 5in = 127mm Pentru reusita operatiei de cimentare se recomanda un spatiu inelar cu masura

ɗCEr = 15mmDe asemenea ɗCE se pote aprecia cu expresia

ɗCE cong 012DCE (131)si se obtine ɗCE cong 012 ∙ 127mm = 1524mm cong 15mm Se constata ca cele doua masuri sunt apropiate Atunci folosind expresia

DSPE = DMCE+ 2 ɗCer (132)rezulta

DSPE = 1413mm+2∙ 15mm = 1713mmDar sapa trebuie sa treaca prin interiorul coloanei anterioare de 8⅝rdquo (2191mm) Aceasta coloana fiind

introdusa la adancimea de 3150m rezulta din diagrama de tubare ca ultimul sau tronson trebuie sa fie alcatuit din burlane cu grosimea maxima de perete de 127mm Deci diametrul interior minim al coloanei de burlane intermediare II CI(II) de 8⅝rdquo calculat cu relatia

DimCI(II) = DCI(II)-2 sBM (133)are masura

DimCI(II) = 2191mm-2∙ 127 mm= 1937mmFolosind tabelul 131 se observa ca se poate alege o sapa cu diametrul nominal 6 frac34rdquo (1715mm) cu

ajutorul careia se realizeaza spatiul inelar cu masura recomandata respectivɗCE = 05∙(1715mm-1413mm) = 151mm

si care poate trece prin tronsonul cu diametrul intrerior minim al CI(II) jocul interior minim determinat cu relatia

ɗimCI(II) = 05(DimCI(II) ndash DSPE) (134)are masura

ɗimCI(II) = 05(1937mm ndash 1715mm) = 111mmSimilar se aleg sapele pentru celelalte puturi iar rezultatele sunt centralizate in tabelul 112In continuare se alege varianta constructiva de sapa cu diametrul 6 frac34rdquo necesara pentru roci medii

abrazive Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

Pentru a sapa putul coloanei intermediara de burlane II CI(II) se alege o sapa cu aceleasi caracteristici dar cu diametrul de 11⅝rdquo

Pentru a sapa putul coloanei intermediare I CI(I) alegem o sapa cu diametrul de 17 frac12rdquo necesara pentru roci moi Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

In continuare se alege varianta constructiva de sapa pentru a fora putul CS Se alege spa cu diametrul de 26rdquo pentru roci slabe S-26J adica o sapa cu dinti din otel cu lagare cu alunecare neetanse si cu spalare exterioara cu fluid (cu jet)(J)

16

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Cunoscind SBI din standardul de burlane STAS 875-86 se preia masa unitara a burlanelor (considerate cu o mufa infiletata la un capat) din fiecare tronson i m1Bi i=12ntj Cu ajutorul ei se calculeaza greutatea unitara a tronsonului

qBi=m1Bi∙g i=1 2 ntj (122)

qB1 = qB2 = qB3 =2234kgm∙981ms2 = 219155Nm

qB4 = 2681kgm∙ 981ms2 = 263006Nm

Apoi se determina greutatea fiecarui tronson de burlane

GBi=qBi˙lBi i=1 2 ntj (123)

GB1 = 219155Nm∙ 950m = 20819725N = 208197kN

GB2 = 219155Nm∙ 1400m = 306817N = 306817kN

GB3 = 219155Nm∙ 1500n = 3287325N = 328733kN

GB41 = 263006Nm ∙ 350m = 920521N = 92052kN

Cunoscind GBi i=1 2 ntj se calculeaza greutatea CB respective (de ordinul j)

GCBj= sumi=1

nt j

G B i (124)

GCE= sumi=1

4

G B i=208197 kN+306817 kN+328733 kN+92052 kN=935799 kN

Similar se calculeaza pentru CI(I) si CI(II) iar rezultatele se regasesc in tabelele 122 123 124

Tabelul 121 Caracteristicile burlanelor de tubare cu filet rotund lung (L) conform STAS 875-86

11

12

Fig 121 Determinarea profiluluistructurii CE de 5 in cu filet L din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 122 Caracteristicile CE

CB4=CE DCE= 5 in tip IF-APIL HT4=4200 ρf=1500 kgm3 nT4=4i 1 2 3 4

Li-1 m 0 950 2350 3850Li m 950 2350 3850 4200lBI m 950 1400 1500 350SBi m 752 752 752 919

CBI P110 N80 P110 P110m1Bi kgm 2234 2234 2234 2681qBi Nm 219155 219155 219155 263006GBi kN 208197 306817 328733 92052

GCB4 kN 935799

13

Fig 122 Determinarea profiluluistructurii CI(II) de 8 58 in cu filet B din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a acestui tip de coloana

Tabelul 123 Caracteristicile CI(II)

14

CB3=CI (II) DCI(II)= 8 58 in tip IF-APIL HT3=3150 ρf=1250 kgm3 nT3=5i 1 2 3 4 5

Li-1 m 0 800 1450 1880 2700Li m 800 1450 1880 2700 3150lBI m 800 650 430 820 450SBi m 1016 1016 1016 1143 127

CBI N80 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm 5362 5362 5362 5958 6553qBi Nm 526012 526012 526012 584480 642850GBi kN 420810 226185 226185 479274 289283

GCB3 kN 175746

Fig 123 Determinarea profiluluistructurii CA de 13 58 in cu filet S din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 124 Caracteristicile coloanei CI(I)

CB2=CBI(I) DCI(I)= 13 58 in tip IF-API B HT2=1680 ρf=1250 kgm3 nT2=7I 1 2 3 4 5 6 7

Li-1 m 0 120 430 650 930 1370 1610Li m 120 430 650 930 1370 1610 1680lBI m 120 310 220 280 440 240 70SBi m 1092 965 1092 1219 1306 1397 1544

CBI J55 J55 J55 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm

9085 8117 9085 10128 10724 11459 12649

qBi Nm 891239 796278 891239 993557 1052024 1124128 124090GBi kN 106949 246846 196073 278196 462891 269791 86863

GCB2 kN 1648209

13Alegerea sapei pentru forajul putului de exploatare

Conform datelor obtinute in paragrafele 11 si 12 s-a ales sape cu trei conuri conform STAS 328-86 Tipul sapei cu trei conuri este precizat de urmatorul semn grafic de nominalizare

Sapa cu trei conuri TRA-w(Ds) DLSp

15

unde TR reprezinta doua sau trei litere care denumeste natura rocii (rezistenta la forajtaria rocii si abrazivitatea) TReS SM M MA MT MTA T TE E A = A (abraziva) w(Ds) valoarea numerica a masurii diametrului nominal al sapei cu [Ds] = in D - tipul danturii DsD K L - tipul lagarelor L-L G Sp - tipul spalarii SP-J A Aj

Alegerea masurii diametrului nominal al sapei se face astfel incit aceasta sa poata realiza prin foraj spatiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubeaza putul respectiv si de conditiile de sonda si de asemenea sa poata trece prin CB anterioara prin burlanele cu diametrul interior minim (DimCBj-1) asigurind un joc interior minirn (δimCBj-1)

Se alege sapa pentru forajul putului de exploatare Conform studiilor geologice informatiilor de la sondele corelate si de asemenea informatiilor obtinute prin carotaj depozitul de roci care trebuie traversat este constituit din nisipuri presate si gresii de tarie medie abrazive Ca urmare se alege o sapa cu trei role pentru roci medii abrazive (MA) Aceasta sapa trebuie sa foreze o gaura care sa fie tubata cu o coloana de 5in = 127mm Pentru reusita operatiei de cimentare se recomanda un spatiu inelar cu masura

ɗCEr = 15mmDe asemenea ɗCE se pote aprecia cu expresia

ɗCE cong 012DCE (131)si se obtine ɗCE cong 012 ∙ 127mm = 1524mm cong 15mm Se constata ca cele doua masuri sunt apropiate Atunci folosind expresia

DSPE = DMCE+ 2 ɗCer (132)rezulta

DSPE = 1413mm+2∙ 15mm = 1713mmDar sapa trebuie sa treaca prin interiorul coloanei anterioare de 8⅝rdquo (2191mm) Aceasta coloana fiind

introdusa la adancimea de 3150m rezulta din diagrama de tubare ca ultimul sau tronson trebuie sa fie alcatuit din burlane cu grosimea maxima de perete de 127mm Deci diametrul interior minim al coloanei de burlane intermediare II CI(II) de 8⅝rdquo calculat cu relatia

DimCI(II) = DCI(II)-2 sBM (133)are masura

DimCI(II) = 2191mm-2∙ 127 mm= 1937mmFolosind tabelul 131 se observa ca se poate alege o sapa cu diametrul nominal 6 frac34rdquo (1715mm) cu

ajutorul careia se realizeaza spatiul inelar cu masura recomandata respectivɗCE = 05∙(1715mm-1413mm) = 151mm

si care poate trece prin tronsonul cu diametrul intrerior minim al CI(II) jocul interior minim determinat cu relatia

ɗimCI(II) = 05(DimCI(II) ndash DSPE) (134)are masura

ɗimCI(II) = 05(1937mm ndash 1715mm) = 111mmSimilar se aleg sapele pentru celelalte puturi iar rezultatele sunt centralizate in tabelul 112In continuare se alege varianta constructiva de sapa cu diametrul 6 frac34rdquo necesara pentru roci medii

abrazive Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

Pentru a sapa putul coloanei intermediara de burlane II CI(II) se alege o sapa cu aceleasi caracteristici dar cu diametrul de 11⅝rdquo

Pentru a sapa putul coloanei intermediare I CI(I) alegem o sapa cu diametrul de 17 frac12rdquo necesara pentru roci moi Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

In continuare se alege varianta constructiva de sapa pentru a fora putul CS Se alege spa cu diametrul de 26rdquo pentru roci slabe S-26J adica o sapa cu dinti din otel cu lagare cu alunecare neetanse si cu spalare exterioara cu fluid (cu jet)(J)

16

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

12

Fig 121 Determinarea profiluluistructurii CE de 5 in cu filet L din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 122 Caracteristicile CE

CB4=CE DCE= 5 in tip IF-APIL HT4=4200 ρf=1500 kgm3 nT4=4i 1 2 3 4

Li-1 m 0 950 2350 3850Li m 950 2350 3850 4200lBI m 950 1400 1500 350SBi m 752 752 752 919

CBI P110 N80 P110 P110m1Bi kgm 2234 2234 2234 2681qBi Nm 219155 219155 219155 263006GBi kN 208197 306817 328733 92052

GCB4 kN 935799

13

Fig 122 Determinarea profiluluistructurii CI(II) de 8 58 in cu filet B din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a acestui tip de coloana

Tabelul 123 Caracteristicile CI(II)

14

CB3=CI (II) DCI(II)= 8 58 in tip IF-APIL HT3=3150 ρf=1250 kgm3 nT3=5i 1 2 3 4 5

Li-1 m 0 800 1450 1880 2700Li m 800 1450 1880 2700 3150lBI m 800 650 430 820 450SBi m 1016 1016 1016 1143 127

CBI N80 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm 5362 5362 5362 5958 6553qBi Nm 526012 526012 526012 584480 642850GBi kN 420810 226185 226185 479274 289283

GCB3 kN 175746

Fig 123 Determinarea profiluluistructurii CA de 13 58 in cu filet S din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 124 Caracteristicile coloanei CI(I)

CB2=CBI(I) DCI(I)= 13 58 in tip IF-API B HT2=1680 ρf=1250 kgm3 nT2=7I 1 2 3 4 5 6 7

Li-1 m 0 120 430 650 930 1370 1610Li m 120 430 650 930 1370 1610 1680lBI m 120 310 220 280 440 240 70SBi m 1092 965 1092 1219 1306 1397 1544

CBI J55 J55 J55 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm

9085 8117 9085 10128 10724 11459 12649

qBi Nm 891239 796278 891239 993557 1052024 1124128 124090GBi kN 106949 246846 196073 278196 462891 269791 86863

GCB2 kN 1648209

13Alegerea sapei pentru forajul putului de exploatare

Conform datelor obtinute in paragrafele 11 si 12 s-a ales sape cu trei conuri conform STAS 328-86 Tipul sapei cu trei conuri este precizat de urmatorul semn grafic de nominalizare

Sapa cu trei conuri TRA-w(Ds) DLSp

15

unde TR reprezinta doua sau trei litere care denumeste natura rocii (rezistenta la forajtaria rocii si abrazivitatea) TReS SM M MA MT MTA T TE E A = A (abraziva) w(Ds) valoarea numerica a masurii diametrului nominal al sapei cu [Ds] = in D - tipul danturii DsD K L - tipul lagarelor L-L G Sp - tipul spalarii SP-J A Aj

Alegerea masurii diametrului nominal al sapei se face astfel incit aceasta sa poata realiza prin foraj spatiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubeaza putul respectiv si de conditiile de sonda si de asemenea sa poata trece prin CB anterioara prin burlanele cu diametrul interior minim (DimCBj-1) asigurind un joc interior minirn (δimCBj-1)

Se alege sapa pentru forajul putului de exploatare Conform studiilor geologice informatiilor de la sondele corelate si de asemenea informatiilor obtinute prin carotaj depozitul de roci care trebuie traversat este constituit din nisipuri presate si gresii de tarie medie abrazive Ca urmare se alege o sapa cu trei role pentru roci medii abrazive (MA) Aceasta sapa trebuie sa foreze o gaura care sa fie tubata cu o coloana de 5in = 127mm Pentru reusita operatiei de cimentare se recomanda un spatiu inelar cu masura

ɗCEr = 15mmDe asemenea ɗCE se pote aprecia cu expresia

ɗCE cong 012DCE (131)si se obtine ɗCE cong 012 ∙ 127mm = 1524mm cong 15mm Se constata ca cele doua masuri sunt apropiate Atunci folosind expresia

DSPE = DMCE+ 2 ɗCer (132)rezulta

DSPE = 1413mm+2∙ 15mm = 1713mmDar sapa trebuie sa treaca prin interiorul coloanei anterioare de 8⅝rdquo (2191mm) Aceasta coloana fiind

introdusa la adancimea de 3150m rezulta din diagrama de tubare ca ultimul sau tronson trebuie sa fie alcatuit din burlane cu grosimea maxima de perete de 127mm Deci diametrul interior minim al coloanei de burlane intermediare II CI(II) de 8⅝rdquo calculat cu relatia

DimCI(II) = DCI(II)-2 sBM (133)are masura

DimCI(II) = 2191mm-2∙ 127 mm= 1937mmFolosind tabelul 131 se observa ca se poate alege o sapa cu diametrul nominal 6 frac34rdquo (1715mm) cu

ajutorul careia se realizeaza spatiul inelar cu masura recomandata respectivɗCE = 05∙(1715mm-1413mm) = 151mm

si care poate trece prin tronsonul cu diametrul intrerior minim al CI(II) jocul interior minim determinat cu relatia

ɗimCI(II) = 05(DimCI(II) ndash DSPE) (134)are masura

ɗimCI(II) = 05(1937mm ndash 1715mm) = 111mmSimilar se aleg sapele pentru celelalte puturi iar rezultatele sunt centralizate in tabelul 112In continuare se alege varianta constructiva de sapa cu diametrul 6 frac34rdquo necesara pentru roci medii

abrazive Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

Pentru a sapa putul coloanei intermediara de burlane II CI(II) se alege o sapa cu aceleasi caracteristici dar cu diametrul de 11⅝rdquo

Pentru a sapa putul coloanei intermediare I CI(I) alegem o sapa cu diametrul de 17 frac12rdquo necesara pentru roci moi Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

In continuare se alege varianta constructiva de sapa pentru a fora putul CS Se alege spa cu diametrul de 26rdquo pentru roci slabe S-26J adica o sapa cu dinti din otel cu lagare cu alunecare neetanse si cu spalare exterioara cu fluid (cu jet)(J)

16

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Fig 121 Determinarea profiluluistructurii CE de 5 in cu filet L din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 122 Caracteristicile CE

CB4=CE DCE= 5 in tip IF-APIL HT4=4200 ρf=1500 kgm3 nT4=4i 1 2 3 4

Li-1 m 0 950 2350 3850Li m 950 2350 3850 4200lBI m 950 1400 1500 350SBi m 752 752 752 919

CBI P110 N80 P110 P110m1Bi kgm 2234 2234 2234 2681qBi Nm 219155 219155 219155 263006GBi kN 208197 306817 328733 92052

GCB4 kN 935799

13

Fig 122 Determinarea profiluluistructurii CI(II) de 8 58 in cu filet B din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a acestui tip de coloana

Tabelul 123 Caracteristicile CI(II)

14

CB3=CI (II) DCI(II)= 8 58 in tip IF-APIL HT3=3150 ρf=1250 kgm3 nT3=5i 1 2 3 4 5

Li-1 m 0 800 1450 1880 2700Li m 800 1450 1880 2700 3150lBI m 800 650 430 820 450SBi m 1016 1016 1016 1143 127

CBI N80 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm 5362 5362 5362 5958 6553qBi Nm 526012 526012 526012 584480 642850GBi kN 420810 226185 226185 479274 289283

GCB3 kN 175746

Fig 123 Determinarea profiluluistructurii CA de 13 58 in cu filet S din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 124 Caracteristicile coloanei CI(I)

CB2=CBI(I) DCI(I)= 13 58 in tip IF-API B HT2=1680 ρf=1250 kgm3 nT2=7I 1 2 3 4 5 6 7

Li-1 m 0 120 430 650 930 1370 1610Li m 120 430 650 930 1370 1610 1680lBI m 120 310 220 280 440 240 70SBi m 1092 965 1092 1219 1306 1397 1544

CBI J55 J55 J55 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm

9085 8117 9085 10128 10724 11459 12649

qBi Nm 891239 796278 891239 993557 1052024 1124128 124090GBi kN 106949 246846 196073 278196 462891 269791 86863

GCB2 kN 1648209

13Alegerea sapei pentru forajul putului de exploatare

Conform datelor obtinute in paragrafele 11 si 12 s-a ales sape cu trei conuri conform STAS 328-86 Tipul sapei cu trei conuri este precizat de urmatorul semn grafic de nominalizare

Sapa cu trei conuri TRA-w(Ds) DLSp

15

unde TR reprezinta doua sau trei litere care denumeste natura rocii (rezistenta la forajtaria rocii si abrazivitatea) TReS SM M MA MT MTA T TE E A = A (abraziva) w(Ds) valoarea numerica a masurii diametrului nominal al sapei cu [Ds] = in D - tipul danturii DsD K L - tipul lagarelor L-L G Sp - tipul spalarii SP-J A Aj

Alegerea masurii diametrului nominal al sapei se face astfel incit aceasta sa poata realiza prin foraj spatiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubeaza putul respectiv si de conditiile de sonda si de asemenea sa poata trece prin CB anterioara prin burlanele cu diametrul interior minim (DimCBj-1) asigurind un joc interior minirn (δimCBj-1)

Se alege sapa pentru forajul putului de exploatare Conform studiilor geologice informatiilor de la sondele corelate si de asemenea informatiilor obtinute prin carotaj depozitul de roci care trebuie traversat este constituit din nisipuri presate si gresii de tarie medie abrazive Ca urmare se alege o sapa cu trei role pentru roci medii abrazive (MA) Aceasta sapa trebuie sa foreze o gaura care sa fie tubata cu o coloana de 5in = 127mm Pentru reusita operatiei de cimentare se recomanda un spatiu inelar cu masura

ɗCEr = 15mmDe asemenea ɗCE se pote aprecia cu expresia

ɗCE cong 012DCE (131)si se obtine ɗCE cong 012 ∙ 127mm = 1524mm cong 15mm Se constata ca cele doua masuri sunt apropiate Atunci folosind expresia

DSPE = DMCE+ 2 ɗCer (132)rezulta

DSPE = 1413mm+2∙ 15mm = 1713mmDar sapa trebuie sa treaca prin interiorul coloanei anterioare de 8⅝rdquo (2191mm) Aceasta coloana fiind

introdusa la adancimea de 3150m rezulta din diagrama de tubare ca ultimul sau tronson trebuie sa fie alcatuit din burlane cu grosimea maxima de perete de 127mm Deci diametrul interior minim al coloanei de burlane intermediare II CI(II) de 8⅝rdquo calculat cu relatia

DimCI(II) = DCI(II)-2 sBM (133)are masura

DimCI(II) = 2191mm-2∙ 127 mm= 1937mmFolosind tabelul 131 se observa ca se poate alege o sapa cu diametrul nominal 6 frac34rdquo (1715mm) cu

ajutorul careia se realizeaza spatiul inelar cu masura recomandata respectivɗCE = 05∙(1715mm-1413mm) = 151mm

si care poate trece prin tronsonul cu diametrul intrerior minim al CI(II) jocul interior minim determinat cu relatia

ɗimCI(II) = 05(DimCI(II) ndash DSPE) (134)are masura

ɗimCI(II) = 05(1937mm ndash 1715mm) = 111mmSimilar se aleg sapele pentru celelalte puturi iar rezultatele sunt centralizate in tabelul 112In continuare se alege varianta constructiva de sapa cu diametrul 6 frac34rdquo necesara pentru roci medii

abrazive Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

Pentru a sapa putul coloanei intermediara de burlane II CI(II) se alege o sapa cu aceleasi caracteristici dar cu diametrul de 11⅝rdquo

Pentru a sapa putul coloanei intermediare I CI(I) alegem o sapa cu diametrul de 17 frac12rdquo necesara pentru roci moi Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

In continuare se alege varianta constructiva de sapa pentru a fora putul CS Se alege spa cu diametrul de 26rdquo pentru roci slabe S-26J adica o sapa cu dinti din otel cu lagare cu alunecare neetanse si cu spalare exterioara cu fluid (cu jet)(J)

16

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Fig 122 Determinarea profiluluistructurii CI(II) de 8 58 in cu filet B din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a acestui tip de coloana

Tabelul 123 Caracteristicile CI(II)

14

CB3=CI (II) DCI(II)= 8 58 in tip IF-APIL HT3=3150 ρf=1250 kgm3 nT3=5i 1 2 3 4 5

Li-1 m 0 800 1450 1880 2700Li m 800 1450 1880 2700 3150lBI m 800 650 430 820 450SBi m 1016 1016 1016 1143 127

CBI N80 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm 5362 5362 5362 5958 6553qBi Nm 526012 526012 526012 584480 642850GBi kN 420810 226185 226185 479274 289283

GCB3 kN 175746

Fig 123 Determinarea profiluluistructurii CA de 13 58 in cu filet S din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 124 Caracteristicile coloanei CI(I)

CB2=CBI(I) DCI(I)= 13 58 in tip IF-API B HT2=1680 ρf=1250 kgm3 nT2=7I 1 2 3 4 5 6 7

Li-1 m 0 120 430 650 930 1370 1610Li m 120 430 650 930 1370 1610 1680lBI m 120 310 220 280 440 240 70SBi m 1092 965 1092 1219 1306 1397 1544

CBI J55 J55 J55 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm

9085 8117 9085 10128 10724 11459 12649

qBi Nm 891239 796278 891239 993557 1052024 1124128 124090GBi kN 106949 246846 196073 278196 462891 269791 86863

GCB2 kN 1648209

13Alegerea sapei pentru forajul putului de exploatare

Conform datelor obtinute in paragrafele 11 si 12 s-a ales sape cu trei conuri conform STAS 328-86 Tipul sapei cu trei conuri este precizat de urmatorul semn grafic de nominalizare

Sapa cu trei conuri TRA-w(Ds) DLSp

15

unde TR reprezinta doua sau trei litere care denumeste natura rocii (rezistenta la forajtaria rocii si abrazivitatea) TReS SM M MA MT MTA T TE E A = A (abraziva) w(Ds) valoarea numerica a masurii diametrului nominal al sapei cu [Ds] = in D - tipul danturii DsD K L - tipul lagarelor L-L G Sp - tipul spalarii SP-J A Aj

Alegerea masurii diametrului nominal al sapei se face astfel incit aceasta sa poata realiza prin foraj spatiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubeaza putul respectiv si de conditiile de sonda si de asemenea sa poata trece prin CB anterioara prin burlanele cu diametrul interior minim (DimCBj-1) asigurind un joc interior minirn (δimCBj-1)

Se alege sapa pentru forajul putului de exploatare Conform studiilor geologice informatiilor de la sondele corelate si de asemenea informatiilor obtinute prin carotaj depozitul de roci care trebuie traversat este constituit din nisipuri presate si gresii de tarie medie abrazive Ca urmare se alege o sapa cu trei role pentru roci medii abrazive (MA) Aceasta sapa trebuie sa foreze o gaura care sa fie tubata cu o coloana de 5in = 127mm Pentru reusita operatiei de cimentare se recomanda un spatiu inelar cu masura

ɗCEr = 15mmDe asemenea ɗCE se pote aprecia cu expresia

ɗCE cong 012DCE (131)si se obtine ɗCE cong 012 ∙ 127mm = 1524mm cong 15mm Se constata ca cele doua masuri sunt apropiate Atunci folosind expresia

DSPE = DMCE+ 2 ɗCer (132)rezulta

DSPE = 1413mm+2∙ 15mm = 1713mmDar sapa trebuie sa treaca prin interiorul coloanei anterioare de 8⅝rdquo (2191mm) Aceasta coloana fiind

introdusa la adancimea de 3150m rezulta din diagrama de tubare ca ultimul sau tronson trebuie sa fie alcatuit din burlane cu grosimea maxima de perete de 127mm Deci diametrul interior minim al coloanei de burlane intermediare II CI(II) de 8⅝rdquo calculat cu relatia

DimCI(II) = DCI(II)-2 sBM (133)are masura

DimCI(II) = 2191mm-2∙ 127 mm= 1937mmFolosind tabelul 131 se observa ca se poate alege o sapa cu diametrul nominal 6 frac34rdquo (1715mm) cu

ajutorul careia se realizeaza spatiul inelar cu masura recomandata respectivɗCE = 05∙(1715mm-1413mm) = 151mm

si care poate trece prin tronsonul cu diametrul intrerior minim al CI(II) jocul interior minim determinat cu relatia

ɗimCI(II) = 05(DimCI(II) ndash DSPE) (134)are masura

ɗimCI(II) = 05(1937mm ndash 1715mm) = 111mmSimilar se aleg sapele pentru celelalte puturi iar rezultatele sunt centralizate in tabelul 112In continuare se alege varianta constructiva de sapa cu diametrul 6 frac34rdquo necesara pentru roci medii

abrazive Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

Pentru a sapa putul coloanei intermediara de burlane II CI(II) se alege o sapa cu aceleasi caracteristici dar cu diametrul de 11⅝rdquo

Pentru a sapa putul coloanei intermediare I CI(I) alegem o sapa cu diametrul de 17 frac12rdquo necesara pentru roci moi Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

In continuare se alege varianta constructiva de sapa pentru a fora putul CS Se alege spa cu diametrul de 26rdquo pentru roci slabe S-26J adica o sapa cu dinti din otel cu lagare cu alunecare neetanse si cu spalare exterioara cu fluid (cu jet)(J)

16

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Fig 123 Determinarea profiluluistructurii CA de 13 58 in cu filet S din componenta Sondei 81 Boldesti cu ajutorul diagramei de tubare a accstui tip de coloana

Tabelul 124 Caracteristicile coloanei CI(I)

CB2=CBI(I) DCI(I)= 13 58 in tip IF-API B HT2=1680 ρf=1250 kgm3 nT2=7I 1 2 3 4 5 6 7

Li-1 m 0 120 430 650 930 1370 1610Li m 120 430 650 930 1370 1610 1680lBI m 120 310 220 280 440 240 70SBi m 1092 965 1092 1219 1306 1397 1544

CBI J55 J55 J55 J55 N80 N80 N80m1Bi kgm

9085 8117 9085 10128 10724 11459 12649

qBi Nm 891239 796278 891239 993557 1052024 1124128 124090GBi kN 106949 246846 196073 278196 462891 269791 86863

GCB2 kN 1648209

13Alegerea sapei pentru forajul putului de exploatare

Conform datelor obtinute in paragrafele 11 si 12 s-a ales sape cu trei conuri conform STAS 328-86 Tipul sapei cu trei conuri este precizat de urmatorul semn grafic de nominalizare

Sapa cu trei conuri TRA-w(Ds) DLSp

15

unde TR reprezinta doua sau trei litere care denumeste natura rocii (rezistenta la forajtaria rocii si abrazivitatea) TReS SM M MA MT MTA T TE E A = A (abraziva) w(Ds) valoarea numerica a masurii diametrului nominal al sapei cu [Ds] = in D - tipul danturii DsD K L - tipul lagarelor L-L G Sp - tipul spalarii SP-J A Aj

Alegerea masurii diametrului nominal al sapei se face astfel incit aceasta sa poata realiza prin foraj spatiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubeaza putul respectiv si de conditiile de sonda si de asemenea sa poata trece prin CB anterioara prin burlanele cu diametrul interior minim (DimCBj-1) asigurind un joc interior minirn (δimCBj-1)

Se alege sapa pentru forajul putului de exploatare Conform studiilor geologice informatiilor de la sondele corelate si de asemenea informatiilor obtinute prin carotaj depozitul de roci care trebuie traversat este constituit din nisipuri presate si gresii de tarie medie abrazive Ca urmare se alege o sapa cu trei role pentru roci medii abrazive (MA) Aceasta sapa trebuie sa foreze o gaura care sa fie tubata cu o coloana de 5in = 127mm Pentru reusita operatiei de cimentare se recomanda un spatiu inelar cu masura

ɗCEr = 15mmDe asemenea ɗCE se pote aprecia cu expresia

ɗCE cong 012DCE (131)si se obtine ɗCE cong 012 ∙ 127mm = 1524mm cong 15mm Se constata ca cele doua masuri sunt apropiate Atunci folosind expresia

DSPE = DMCE+ 2 ɗCer (132)rezulta

DSPE = 1413mm+2∙ 15mm = 1713mmDar sapa trebuie sa treaca prin interiorul coloanei anterioare de 8⅝rdquo (2191mm) Aceasta coloana fiind

introdusa la adancimea de 3150m rezulta din diagrama de tubare ca ultimul sau tronson trebuie sa fie alcatuit din burlane cu grosimea maxima de perete de 127mm Deci diametrul interior minim al coloanei de burlane intermediare II CI(II) de 8⅝rdquo calculat cu relatia

DimCI(II) = DCI(II)-2 sBM (133)are masura

DimCI(II) = 2191mm-2∙ 127 mm= 1937mmFolosind tabelul 131 se observa ca se poate alege o sapa cu diametrul nominal 6 frac34rdquo (1715mm) cu

ajutorul careia se realizeaza spatiul inelar cu masura recomandata respectivɗCE = 05∙(1715mm-1413mm) = 151mm

si care poate trece prin tronsonul cu diametrul intrerior minim al CI(II) jocul interior minim determinat cu relatia

ɗimCI(II) = 05(DimCI(II) ndash DSPE) (134)are masura

ɗimCI(II) = 05(1937mm ndash 1715mm) = 111mmSimilar se aleg sapele pentru celelalte puturi iar rezultatele sunt centralizate in tabelul 112In continuare se alege varianta constructiva de sapa cu diametrul 6 frac34rdquo necesara pentru roci medii

abrazive Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

Pentru a sapa putul coloanei intermediara de burlane II CI(II) se alege o sapa cu aceleasi caracteristici dar cu diametrul de 11⅝rdquo

Pentru a sapa putul coloanei intermediare I CI(I) alegem o sapa cu diametrul de 17 frac12rdquo necesara pentru roci moi Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

In continuare se alege varianta constructiva de sapa pentru a fora putul CS Se alege spa cu diametrul de 26rdquo pentru roci slabe S-26J adica o sapa cu dinti din otel cu lagare cu alunecare neetanse si cu spalare exterioara cu fluid (cu jet)(J)

16

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

unde TR reprezinta doua sau trei litere care denumeste natura rocii (rezistenta la forajtaria rocii si abrazivitatea) TReS SM M MA MT MTA T TE E A = A (abraziva) w(Ds) valoarea numerica a masurii diametrului nominal al sapei cu [Ds] = in D - tipul danturii DsD K L - tipul lagarelor L-L G Sp - tipul spalarii SP-J A Aj

Alegerea masurii diametrului nominal al sapei se face astfel incit aceasta sa poata realiza prin foraj spatiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubeaza putul respectiv si de conditiile de sonda si de asemenea sa poata trece prin CB anterioara prin burlanele cu diametrul interior minim (DimCBj-1) asigurind un joc interior minirn (δimCBj-1)

Se alege sapa pentru forajul putului de exploatare Conform studiilor geologice informatiilor de la sondele corelate si de asemenea informatiilor obtinute prin carotaj depozitul de roci care trebuie traversat este constituit din nisipuri presate si gresii de tarie medie abrazive Ca urmare se alege o sapa cu trei role pentru roci medii abrazive (MA) Aceasta sapa trebuie sa foreze o gaura care sa fie tubata cu o coloana de 5in = 127mm Pentru reusita operatiei de cimentare se recomanda un spatiu inelar cu masura

ɗCEr = 15mmDe asemenea ɗCE se pote aprecia cu expresia

ɗCE cong 012DCE (131)si se obtine ɗCE cong 012 ∙ 127mm = 1524mm cong 15mm Se constata ca cele doua masuri sunt apropiate Atunci folosind expresia

DSPE = DMCE+ 2 ɗCer (132)rezulta

DSPE = 1413mm+2∙ 15mm = 1713mmDar sapa trebuie sa treaca prin interiorul coloanei anterioare de 8⅝rdquo (2191mm) Aceasta coloana fiind

introdusa la adancimea de 3150m rezulta din diagrama de tubare ca ultimul sau tronson trebuie sa fie alcatuit din burlane cu grosimea maxima de perete de 127mm Deci diametrul interior minim al coloanei de burlane intermediare II CI(II) de 8⅝rdquo calculat cu relatia

DimCI(II) = DCI(II)-2 sBM (133)are masura

DimCI(II) = 2191mm-2∙ 127 mm= 1937mmFolosind tabelul 131 se observa ca se poate alege o sapa cu diametrul nominal 6 frac34rdquo (1715mm) cu

ajutorul careia se realizeaza spatiul inelar cu masura recomandata respectivɗCE = 05∙(1715mm-1413mm) = 151mm

si care poate trece prin tronsonul cu diametrul intrerior minim al CI(II) jocul interior minim determinat cu relatia

ɗimCI(II) = 05(DimCI(II) ndash DSPE) (134)are masura

ɗimCI(II) = 05(1937mm ndash 1715mm) = 111mmSimilar se aleg sapele pentru celelalte puturi iar rezultatele sunt centralizate in tabelul 112In continuare se alege varianta constructiva de sapa cu diametrul 6 frac34rdquo necesara pentru roci medii

abrazive Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

Pentru a sapa putul coloanei intermediara de burlane II CI(II) se alege o sapa cu aceleasi caracteristici dar cu diametrul de 11⅝rdquo

Pentru a sapa putul coloanei intermediare I CI(I) alegem o sapa cu diametrul de 17 frac12rdquo necesara pentru roci moi Astfel din tabel se alege varianta DGJ adica o sapa cu dinti de otel avand contraconul intarit si prin stifturi de carburi metalice sinterizate(D) cu lagare cu alunecare etanse(G) si cu spalare exterioara cu fluid de foraj (cu jet) (J)

In continuare se alege varianta constructiva de sapa pentru a fora putul CS Se alege spa cu diametrul de 26rdquo pentru roci slabe S-26J adica o sapa cu dinti din otel cu lagare cu alunecare neetanse si cu spalare exterioara cu fluid (cu jet)(J)

16

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Datele sunt centralizate in tabelul 112

Sapa este alcătuită din trei braţe (fălci) sudate fiecare braţ este forjat şi uzinat impreună cu butonul port rolă apoi este supusă la un tratament termic Rolele uzinate suportă şi ele un tratament termic inainte de a fi incărcate cu dantura Se montează rolele pe butoane prin intermediul setului de lagăre se asamblează cele trei braţe se sudează şi se filetează cepul sapei iar in final se marchează conformcodificaţiei specifice

Funcţionarea Lucrul acestor sape are la bază două principii de distrugere a rocii pătrundere (sfăramare) şi alunecare (aşchiere) percuţie Aceste efecte complementare sunt ponderate de duritatea rocilor care privilegiază un mod sau altul de dislocare Pentru rocile moi (argile slabe) efectul de pătrunderealunecare este preponderent in timp ce pentru rocile dure (cuarţite) va fi cel de percuţie Dantura sapelor se diferenţiază in funcţie de tipul rocilor roci moi ndash dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor roci medii ndash dantură mai scurtă şi mai numeroasă alunecare redusă roci tari şi extra-tari ndash dinţii sunt inlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC ndash tungsten carbide) alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă)

17

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

14Alegerea tipodimensiunii de prajini grele si calculul lungimii ansamblului de adancime

Prajinile grele (PG) pentru foraj au rolul de a realiza forta de apasare pe sapa (Fs) Ele fac parte din ansamblul de adincime (AnAd) al GarF Exista doua variante de executie a PG

- forjate cu tratament termic de imbunatatire pe toata lungimea- laminate (din tevi cu pereti grosi) cu tratament termic de normalizare si imbunatatire la capete

PG se realizeaza оn urmatoarele forme consrtuctive

- PG cu conturul exterior circular numite PG circulare (PGC)- PG cu canale elicoidale numite PG elicoidale (PGE)- PG cu conturul exterior patrat numite PG patrate (PGP)- PG cu conturul exterior circular cu degajari pentru pene si elevator (PGCDPE)

Fig 141 Prajina grea circulara (PGC)

Alegerea prajinilor grele

Alegerea PG inseamna determinarea masurilor urmatoarelor marimi

mdash diametrul nominal (DPG)mdash diametrul interior (DPGi)mdash greutatea unitara (qPG)si stabilirea tipodimensiunii imbinarii filetate cu umar (IFU)

Diametrul nominal al PG reprezinta diametrul exterior al corpului acesteia

DPG=DPGe (141)

Fig 142 Forma degajarilor (de la imbinarile filetate cu umar ale PCG) pentru reducerea tensiunilor

Valoarea diametrului nominal al PG se determina ca o masura optima avind in vedere urmatoarele

1) evitarea pericolului de pierdere a stabilitatii AnAd si prin aceasta prevenirea abaterii de la

18

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

unghiul de deviere prestabilit ceea ce necesita o masura cit mai mare a diametrului nominal2) asigurarea unui spatiu inelar (SI) intre peretele putului si PG cu o masura cit mai mare pentru ca

pierderea de presiune (ΔpSIPG) rezultata la curgerea fiuidului de foraj sa fie cit mai mica si de asemenea pentru a se evita pericolul de prindere a PG si totodata pentru a limita efectul daunator al fenomenului de pistonare manifestat la ridicarea GarF toate acestea implicind o masura cit mai mica a diametrului nominal

Pe baza unor cercetari experimentale efectuate оn conditii de santier privind viteza medie de avansare a sapei (vAv) si timpul de prindere in teren a GarF pentru fiecare sonda (tPrSd) оn functie de raportul D2

PG D2S s-a constatat ca exista un domeniu optim de valori pentru acest raport

D2PG D2

S =[06 07] (142)

Fig 142 Viteza medie de avansare a sapei si timpul de prindere in terena GarF pentru fiecare sonda in functie de raportul dintre aria sectiunii

globale a PG si a gaurii de foraTabelul 142 Clasificarea tipurilor de PG si de formatiuni in care sa se foreze

dupa valorile raportului DPG DS

Tipul de PG DPG DS Tipul de formatiuneObisnuita 070 Cu pericol mare de prindere

Intermediara 080 Cupericol mediu de prindereSupradimensiunata 089 Fara pericol de prindere

Pentru alegerea PGC se recomanda relatia empirica

DPG=DS-25 (143)

Pentru forajul putului de exploatare al Sondei 81 Boldesti se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica transversata prin foraj pina la adincimea finala Avind in vedere tipul de formatiune precizat mai susconform tabelului 2 se alege PG supradimensionata cu DPG DS= 089

DPG= 1715mm-25mm= 1455mmDin tabel se alege DPG=146 mm si se considera valoarea standardizata a diametrului nominal cea

mai apropiata de masurile rezultate anterior adica DPG=1524mmpentru care exista DPGi isin 572715 mm cu m1PG = 12341115 kgm

Rezulta DPG

DS = 08886 cong 089

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionata recomandata pentru formatiunile far pericol de prindere

19

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Se calculeaza greutatea unitara - pentru DPGi= 572 mm

q=1234kgm

∙ 981ms=1210554 N mcong 1211kN m

- pentru DPGi= 715mm

q=1115kgm

∙ 981ms=1093815 N mcong 1094 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia

α PG i=8π2 ∙

λPGi

DPGi2 (144)

Pentru DPgi = 572mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(572 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=26475 ∙104 mminus5iquestPentru DPgi = 715mm se obtine

α PG i=8

π2∙

002

(715 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=08675 ∙ 104 mminus5 iquest

Daca se alege masura mai mica a diametrului interior atunci lungimea AnAd va fi mai mica dar fara sa se evite fenomenul de flambajdeoarece aceasta lungime este mai mare decit lungimea critica de flambaj De aceea se prefera alegerea masurii mai mari a diametrului interior pentru ca pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidului de foraj sa fie mai mici Deci se alege PG cuDPG= 6 in= 1524 mm DPGi = 2 1316 in= 7143 mm IFU de tipul NC44 m1PG = 1115 kgm Mir=244kNm

i=W M

( lC)

W C(1905 )=284 (145)

Se observa ca i=284iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

Pentru forajul putului coloanei II intermediare CI(II) se utilizeaza sapa cu trei role MA 11 58rdquo DGJ cu diametrul nominal 11 58rdquo Deci Ds=11 58rdquo=295mm Se considera ca nu exista pericol de prindere in formatiunea geologica traversata prin foraj pana la 3150m

Se alege prajina grea circular (PGC) care este de tipul usualAvand in vedere tipul de formatiune conform tabelului 142 se alege PG supradimensionata cu

DPGDs=089DPGasympDs-25

DPG=295mm-25=270mmDin tabel se alege DPG=245mmDin tabel se alege masura standardizata a diametrului nominal cea mai apropiata de masura

rezultata anterior adica DPG=2540mm=10in pentru care exista DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm

Rezulta DPGDs=254295=0861

ceea ce este in acord cu tipul de PG supradimensionate recomandate pentru formatiunile unite fara pericol de prindere

Se calculeaza greutatea unitara

20

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

q=3611kgm

∙981ms=3542391 N mcong 3542 kN m

Se calculeaza coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG

α PG i=8

π2∙

002

(762 ∙10iquestiquestminus2)5 m5=06310 ∙ 104 mminus5 iquest

Deci conform tabelului se alege PG cu DPG=2540mm=10in DPGi = 3 in= 762 mm IFU de tipul

NC70 m1PG = 3611 kgm Mir=1422kNm i=W M

( lC)

W C(1905 )=281

Se observa ca i=281iquestiopt= 25 ceea ce inseamna ca imbinarea filetata cu umar a PG asigura o rezistenta buna la oboseala in sectiunile sale critice

15Determinarea lungimii ansamblului de adincime si verificarea acestuia la flambaj

151Determinarea lungimii ansamblului de adincime

Pe baza datelor obtinute anterior se calculeaza lungimea ansamblului de PG (LAnAd) cu formula

LAn Ad=FS

c L ∙qPG ∙(1minusρf

ρo)∙ (cosθminusμa sinθ)

(151)

Unde ρ fminusiquesteste densitatea fluidului de foraj(125tm3) ρ0 - densitatea otelului(7850tm3) qPG ndash greutatea unitara a PG cL ndash coeficientul lungime Fs ndash forta de apasare pe sapa θ - unghiul mediu de deviere al sondei fata de vertical μa - coeficientul de frecare dintre PG si peretii putului

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică

ρ f=125+025∙ ln (H ∙10minus3) (152)Din conditiile tehnologice se alege ρf =125 tm3Se calculeaza greutatea unitara a PG

qPG=m1 PGsdotg (153)

qPG=3611kgm

∙ 981m

s2=3542391

Nm =3542

kNm

Se calculează forţa de apăsare pe sapă

FS=(03+75sdot10minus5sdotH )sdotDS

(154)FS=(03+75 ∙ 10minus5 ∙ 4200)∙ 1715 = 1055 kN

Se calculeaza lungimea ansamblului de PG cu expresia (151)

LAn PG=1055 kN

0 85sdot3 542 kN msdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=150 28 m≃150 3 m

Se determina numarul de PG cu relatia

21

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

nPG=L An PG

lPG

(155)

nPG=150 39

=16 7

Se alege nPG=17deci se recalculeaza LAnPGLAn PG=17sdot9m=153 m

Se recalculeaza coeficientul de lungime al AnPG

c L=105 5kN

153sdot1 094kNm

sdot(1minus1 257 85 )sdot(cos3∘minus03sdotsin 3∘ )

=0 763

Se constata ca se gaseste in domeniul recomandat adica [070 085]

152Verificarea la flambaj a AnPG

Lungimea supusa la compresiune a AnPG este c LsdotLAn PG=0 763sdot153 m=116 7m

Se calculeaza lungimea critica de flambaj a AnPG

LAn PG=c fsdot3radic EsdotI PG

qa PG

(156)

Unde cf este coeficientul de flambaj(cf=17 conform lui NParvulescu) E ndash modulul de elasticitate

al materialului (E=21iquest1011Pa) IPG ndash momentul geometric axial qaPG ndash greutatea unitara aparenta a PG

Momentul geometric axial se calculeaza cu formula

I PG= π64

sdot( DPG4 minusDPG i

4 )(157)

I PG= π64

sdot(15 244minus7 144 ) cm4=2 5203757sdot10minus5 m4

Greutatea unitara aparenta a PG se determina cu formula

qa PG=qPGsdot(1minusρf

ρo

)

(158)

qa PG=3 542 kN msdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)=2 978

kNm

Masura lungimii critice de flambaj a AnPG

22

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

LAn PG cr=17sdot3radic 21sdot1011 N m2sdot25203757sdot10minus5m4

2 978sdot103 N m=20 59 m≃21 m

Comparind aceasta masura a lungimii critice de flambaj a AnPG cu aceea a lungimii portiunii din AnPG supuse la compresiune se constata

c LsdotLAn PG=116 7 mgtLAn PG cr=21 m

ceea ce inseamna ca AnPG flambeaza sub actiunea fortei de apasare pe sapa Avind in vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj ca si asupra durabilitatii prajinilor grele trebuie sa se ia masuri pentru evitarea lui O masura practica este utilizarea stabilizatorilor Astfel se folosesc 4 stabilizatori amplasati intre PG la diferite distante in conformitate cu masura fortei de apasare pe sapa si cu unghiul mediu de deviere de la verticala putului Astfel se obtine urmatorul aranjament pentru cei 4 stabilizatori deasupra sapei se monteaza un corrector-stabilizator la distanta de 09m fata de sapa apoi la distantele de 52m 162m si respectiv 262m tot fata de sapa se monteaza intercalate intre prajini grele al doilea al treilea si respective al patrulea stabilizator

16Alegerea tipodimensiunii de prajini de foraj si calculul lungimii ansamblului superior al garnituriide foraj

Garnitura de foraj clasica reprezinta un ansamblu de elemente tubulare imbinate prin filete care permite transmiterea de la suprafata la sapa a energiei mecanice de rotatie si circulatia fluidului de foraj

Alegerea prajinilor de foraj

A alege prajinile de foraj inseamna a stabili citeva criterii-tipul PF-diametrul nominal si grosimea de perete-clasa de rezistenta-clasa de uzura-intervalul de masuri ale lungimiiDiametrul nominal al PF reprezinta diametrul exterior al corpuluiDiametrul nominal al PF se alege in functie de diametrul sapei masurile orientative fiind date de

urmatorul tabel

Ds mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 gt250

DPF mm(in) 889(312) 1016(4) 1143(412) 127(5) 1397(512) 1683(658)

23

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Fig 161 Prajini de foraj

Se aleg prajini de foraj cu racorduri speciale sudate(RSS)

Pentru forajul putului de exploatare al sondei 81 Boldesti se alege sapa cu trei role de tipul MA-6 34 DGJ cu diametrul nominal de 6 34in Ca urmare vom avea

DPF=4 in sau DPF = 412 inDin considerente de alegere a instalatiei de foraj (IF) avand in vadere faptul ca de obicei

adancimea maxima recomandata pentru un anumit tip de IF se face pentru cazul in care se utilizeaza PF de 4frac12in se alege DPF = 4frac12 in = 1143mm

Se presupune ca mediul din sonda este acid se alege grad E-75 tipul ingrosarii capetelor PF IEU=IEIPentru acest tip de sapa va rezulta

-masa unitara a PF cu racorduri m1 PF=33 kg m

-grosimea de perete sPF=10 92 mm

-diametric interior DPF i=92 5 mm

-presiunea exterioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pe L=89 4 MPa

- presiunea interioara limita dpdv al curgerii materialului corpului PF pi L=86 5 MPa

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF F t c L=1834 kN

-momentul de torsiune limita dpdv al curgerii materialului corpului PF M t L=50 03 kNm

-tipodimensiunea IFU a RSS NC 46

-forta de tractiune limita dpdv al curgerii materialului RSS F t RS L=4664 kN

-momentul de insurubare limita dpdv al curgerii materialului RSS Mi RS L=53 69 kNm

-momentul de insurubare recomandat M i r=27 30 kNm

Se alege lungimea PF cu masura in intervalul II lPF = 9mSe calculeaza aria sectiunii transversale a corpului PF

24

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

APF=π4sdot( DPF

2 minusDPF i2 )

(161)

APF=π4sdot(114 32 mm2minus92 52 mm2 )=3540 763 mm2≃3541 mm2

-momentul geometric polar al sectiunii transversale a corpului PF

I P=π

32sdot(DPF

4 minusDPF i4 )

(162)

I P=π

32sdot(114 34minus92 54 ) mm4=9569240 653 mm4≃956 924 cm4

-modulul de rezistenta polar al sectiunii transversale a corpului PF

W p=

π16

sdotDPF3 sdot[1minus DPF i

4

DPF4 ]

(163)

W p=π

16sdot114 33

3mmsdot[1minus92 54 mm4

114 34 mm 4 ]=167 441 cm3

-calculul tensiunii de tractiune

σ tcl=F tcl

APF

(164)

σ tcl=1834 kN

3541 mm2=5179 ∙ 106 Pa

-calculul tensiunii tangentialeτ=G∙θ ∙ r (165)

θ=M t

G ∙ I p

(166)

θ= 5003 kNm

8 ∙ 1010 N m2 ∙ 09569∙10minus5 m4=653 ∙ 10minus2 1

m

τ=5715 ∙10minus3m ∙653 ∙10minus2 1m

∙ 8 ∙1010 N

m2=29855 ∙ 106 N

m2

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul putului de exploatare se determina cu expresia

LAn S=H MminusLAn PG (167)

LAn S=4200 mminus153 m=4047 m

Se calculeaza numarul de PF

nPF=LAn S

lPF (168)

nPF=4047

9=449 7

Se alege nPF =450 si se recalculeaza lungimea AnS

LAnS=450∙9m=4050m

25

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Tabelul 161 Amplasarea optima a stabilizatorilor in functie de Fs si ϴ

Conform tabelului 161 se aleg 4 stabilizatori la 09m52m162m262m

17 Alegerea prajinii de antrenare

Prăjina de antrenare transmite mişcarea de rotaţie de la masa rotativă la garnitura de foraj suportă greutatea totală a garniturii face legătura intre capul hidraulic şi ultima prăjină de foraj din garnitură permite manevrarealongitudinală cu rotaţie a garniturii pe o lungime egală cu lungimea porţiuniiprofilate conduce fluidul de foraj prin interior In secţiune transversală zona profilată este patrată sau hexagonală (rar triunghiulară) iar la capete este prevăzută cu secţiuni cilindrice ingroşate (cu lungime mai mare decat a pieselor de racord) pe care se taie filetele de legatură Sensul filetelor la cele două capete este diferit şi depinde de sensul de antrenare al garniturii de foraj pentru garnitură dreapta ndash jos filet dreapta iar sus filet stanga (invers pentru garniture stanga) Prăjina de antrenare este elementul cu lungimea cea mai mare (40hellip54 ft) din componenţa garniturii de foraj pentru a face posibilă adăugareabucăţii de avansare Prin forma ei profilată prăjina de antrenare preia mişcarea de rotaţie de la masarotativă şi o transmite spre sapă prin intermediul garniturii de foraj Prăjinile de antrenare sunt ţevi cu pereţii relativ groşi cu interiorul circular şi exteriorul profilat poligonal Ele au lungimea totală de circa 12 m şi porţiunea de antrenare profilată de aproximativ 11 m Zona de antrenare trebuie să fie mai lungă decat prăjinile de avansare din garnitură Prin calităţile materialului şi prin dimensiunile transversale prăjinile de antrenare sunt mai rezistente decat prăjinile de foraj Distanţa dintre feţele opuse ale poligonului defineşte dimensiunea nominală a prăjinilor de antrenare (Dn) Indiferent de dimensiunea nominală toate prăjinile de antrenare au la capătul superior aceeaşi mufă (6 58 REG) in timpul forajului după tubarea unei coloane de burlane prăjina de antrenare trebuie uneori schimbată ndash diametrul cepului scade cu dimensiunea nominală a prăjinii - dar capul hidraulic cu reducţia lui de protecţie cep-cep rămane acelaşi De fapt intre prăjina de antrenare şi capul hidraulic se montează intotdeauna o cana de siguranţă care işi păstrează dimensiunea mufei şi a cepului (6 58 REG) indiferent de presiunea delucru Capătul de jos al prăjinii de antrenare este prevăzut cu o reducţie de protecţie mufă-cep ea poate fi schimbată cand i se uzează cepul Pe reducţie se montează un manşon de cauciuc ca să protejeze prevenitoarele de erupţie şi coloana de burlane Uneori intre prăjină şi reducţie sau chiar in locul ei se amplasează o reducţie prevăzută cu ventil de reţinere care evită circulaţia inversă Din punct de vedere constructiv prăjinile de antrenare sunt forjate sau frezate Se folosesc oţeluri aliate imbunătăţite pe toată lungimea prăjini călite şi revenite In Romania se utilizează oţelul 46MoMnCr10 asimilat cu oţelul AISI 4145H (SUA) Rezistenţa lui minimă la rupere trebuie să fie 980 Nmm2 iar rezistenţa minimă de curgere (de fapt limita de proporţionalitate Rp02) de 770 Nmm2 Duritatea Brinell 285 - 341

Alegerea prajinii de antrenare inseamna alegerea-tipului dpdv al semifabricatului al conturului exterior al sectiunii transversale din portiunea de antrenare si al variantei constructive-dimensiunii nominale

26

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

-tipo-dimensiunilor imbinarilor filetate superioare si inferioare

Prajinile de foraj se imbina la partea superioara cu capul hidraulic prin intermediul unei reductii de legatura cep-cep iar la partea inferioara cu racordul special al prajinii de foraj cu ajutorul unei reductii de legatura mufa-cep

Se prefera alegerea unei prajini de antrenare forjate deoarece nu necesita reductii de legatura proprii asa cum este cazul prajinii laminate

Alegem o prajina de antrenare forjata patrata avind elemental de imbinare superioara de tipul mufa cu filet stinga de tipul 658 REG pentru asamblarea cu reductie cap hydraulic(RLCH) Pentru ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stability ca se ia prajini de foraj de 412 in cu racorduri speciale sudare(RSS) cu IEI si tipodimensiunea IFU NC 46 Ca urmare conform tabelului 1 se alege prajina de antrenare in varianta constructive 1(standard) cu dimensiunea nominala de 414 in Se foloseste o RLPA dreapta de tipul mufa(NC46)-cep(NC46)

Tab171 Marimile caracteristice ale prajinii de antrenare (PA) si ale imbinarilor filetate ale elementelor delegatura (RLCH si RSS)

Nr varianta

IcircFU IcircFU PATip RLPA

PA

RLCH RLRSS sup infDPA

mm(in)DPAi mm

a mm

lPA mmPAkg

1cep6 58 REG

mufăNC46

mufă6 58 REG

cepNC46

A (dreapta) NC46-NC46

108(4 12)

714 108 12192 800

27

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Fig 171 Prajina de antrenare

28

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

18 Alegerea tipului de instalatie de foraj

In aplicatiile anterioare s-au determinat greutatile fiecarei coloane de burlane si anume GCI(I)= 1648209kN GCI(II)= 175746 kN GCE=935799Rezulta ca cea mai grea CB GCBM=max GCI(I)GCI(II) GCE=175746 kNS-au ales pentru forajul putului de exploatare prajini grele cu DPG=6 in=1524mm DPGi=715mm m1PG=1115 kgm qPG=1094 kNm LAnPG=153m

Se determina greutatea AnPG GAn PG=qPGsdotL An PG (181)

GAn PG=1 094 kN msdot153m=167 382kNDin datele anterioare a rezultat ca AnS folosit pentru forajul putului de exploatare este format din

PF confectionate din otel grad E-75 cu IEU=IEI DPF = 4 frac12 in = 1143mm sPF = 1092mm m1PF = 33kgm si LAnS = 4050mGreutatea unitara a PF folosind formula

qPF=m1 PFsdotg (182)

qPF=33 kgmsdot9 81m s2=323 73Nm

Greutatea AnS va fiGAn S=qPFsdotLAn S (183)

GAn S=323 73 N msdot4050 m=1311106 5 N=1311 11kNGreutatea GarF se obtine insumind greutatea AnPG si greutatea AnS

GGar F=GAn PG+GAn S (184) GGar F=167 382 kN+1311 11kN=1478 49kN

Se considera ca cea mai grea GarF este garnitura utilizata pentru forajul putului de exploatareGGar F M=1478 49 kN

Alegerea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cirlig si a tipului de actionare

FM=max FM T FM D Sarcina maxima utila de tubare se calculeaza cu formula

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (185)

unde

k m f=ρf

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j

minus1] (186)

in care DCB ndash diametrul nominal al CB LCB ndash lungimea CB lj ndash lungimea tronsonului de ordinal j kDij ndash coef diametrului interior al burlanelor din tronsonul j

Pentru CI(II) de 858in vom avea

DCI(I)=858in=21908mmntCI(II)=5

29

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

sB jisin 10 16 10 16 10 16 11 43 12 70 mmDi B jisin 198 76 198 76 198 76 196 22 193 68 mmk Di jisin 0 9072 0 90720 9072 0 8957 0 8841 l jisin 800 650 430 820 450 mLCI(II)=HCI(II)=3150m

=125tm3

sf a=0 6533 mm grosimea stratului de fluid de foraj adherent de peretele exterior al CB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j=01770sdot800m+0 1770sdot650m+0 1770sdot430m+0 1977sdot820m+0 2184sdot450m=593234m

k m f(M )=

ρ f

ρo

sdot[(1+4sdotsf a

DCB)sdot LCB

sumj=1

5

(1minusk Di j2 )sdotl j ]

(187)

k m f(M )=1 25

7 85sdot[(1+ 4sdot0 653

219 08 )sdot3150593 234 ]=0 856

k r(M )=02 ac

(lt M )=1 ms2

Sarcina maxima utila la tubare

FM T =GCB Msdot[(1minus ρ f

ρo)sdot(1+k r

(M ))+((1+k m f(M ))sdot

ac(M )

g )] (188)

FM T =175746 kN sdot[(1minus1 25

7 85 )sdot(1+02 )+((1+0 856 )sdot 19 81 )]=2105 634 kN

Sarcina maxima utila de degajare

FM D =GGar F Msdot(1minus

ρf

ρo

)+F D M (189)

FD M este forta de degajare maxima FD M=500 kN

FM D =1478 49 kNsdot(1minus1 25 t m3

7 85 t m3)+500 kN=1743 062

kNConform rezultatelor de mai sus se obtineFM

=max 2105 634 1743 062 kN=2105 634 kNCa urmare am ales o IF transportabilă pe cale terestra pe subansamble din clasa F320 (tab 211

[1]) Tipul acționării se alege icircn funcție de posibilitatea de alimentare cu energie electrica a IF icircn zona de amplasare de instalațiile aflate icircn dotarea firmei de foraj și de costul comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cicircnd o sa lucreze instalația

Se admite că situația din zona de amplasament a IF impune o acționare de tipul DH Avacircnd icircn vedere acest lucru am ales o IF de tipul F320-3DH instalaţie care are următorii parametrii principali

- Sarcina maximă la cacircrlig FCM = 320 tf - Intervalul adacircncimilor de foraj recomandate (4000hellip6000)m

30

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

- Puterea instalată minimă fără grupuri motopompa1965 kW- Efortul maxim icircn cablul de manevră 385 kN - Diametrul cablului de manevră 35 mm - Numărul de role la macara 5 - Puterea minimă la intrare icircn masa rotativă 370 kW- Diametrul secţiunii de trecere recomandat la masa rotativă 6983 mm (2712 in) - Puterea la arborele pompei recomandată 955 kW (1300 CP) - Numărul de pompe (inclusiv motopompele) 2

Fig181 Schema structural-functionala a unei instalatii de foraj cu mod de actionare centralizat in varianta MAC 2 cu actionare DH

1 9 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop determinarea parametrilor principali ai unei instalaţii de foraj precum şi alegerea tipului de instalaţie de foraj pe baza parametrilor determinaţi şi anume programul de construcţie al sondei (care a avut ca scop proiectarea sondei icircn ansamblu pe baza datelor iniţiale de proiectare şi determinarea caracteristicilor sondei) determinarea profilului coloanelor de burlane necesare tubării sondei respective şi calculul greutăţii coloanelor de burlane folosite alegerea garniturii de foraj pentru adacircncimea maximă (pentru acest lucru a fost necesar sa ne alegem mai multe componente ale garniturii de foraj pe baza unor calcule şi cu ajutorul tabelelor şi stasurilor icircntocmite icircn acest sens) Alegerea garniturii de foraj s-a făcut plecacircnd de la componentele de fund ale instalaţiei de foraj către suprafaţa In funcţie de diametrul burlanelor de tubare s-a ales sapa corespunzătoare icircn funcţie de diametrul sapei de foraj s-au ales prăjinile grele şi s-a determinat lungimea ansamblului de prăjini grele Prăjinile de foraj au fost alese tot icircn funcţie de diametrul sapei de foraj după care s-a calculat lungimea

31

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

ansamblului de prăjini de foraj Pentru a se putea alege instalaţia de foraj corespunzătoare a fost necesar sa se calculeze greutatea totala a garniturii de foraj

Icircn final s-a ales instalaţia de foraj corespunzătoare parametrilor determinaţi anterior

CAPITOLUL 2

ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALATIEI DE FORAJ ŞI PREZENTAREA PARAMETRILOR ŞI CARACTERISTICILOR LOR

21 Alegerea capului hidraulic

Acest echipament este un nod funcţional al instalaţiei de foraj Funcţiile acestuia sunt

susţine garnitura de foraj asigură rotirea garniturii de prăjini de foraj şi circulaţia fluidului de la furtun la garnitura de

prăjini (părţile fixe şi rotitoare a capului hidraulic sunt montate intre ele pe rulmenţi şi etanşate)Icircn figura 21 este prezentată schema unui cap hidraulic

Fig 21 Capul hidraulic

1 - corp 2 - bolt 3 - toarta 410 ndash rulment cu role cilindrice (de ghidare) 511 ndash garnituri de etansare 6 ndashrulment axial principal cu role conice 7 - fus 8 - reductie 9 ndash rulment axial secundar cu bile 12 ndash ffelinar (capac) 13 ndash lulea 14 ndash piulita inferioara 15 ndash teava de spalare 16 ndash cutie de etansare 17 ndash etansare intre partea superioara a tevii de spalare si lulea 18 ndash piulita superioara 19 ndash suruburi de fixare

Toarta capului hidraulic este suspendată icircn cacircrligul instalaţiei de foraj

32

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Luleaua capului hidraulic este piesa de racordare a furtunului de la icircncărcător Luleaua se fabrică din oţel aliat turnat pentru a rezista acţiunii particulelor abrazive din componenţa fluidului de foraj

Ţeava de spălare are duritate mare pentru că este supusă la interior la abraziune şi la interior frecărilor din cutia de etanşare pentru fluidul de foraj Există construcţii noi de capete hidraulice care se fac cu ţeava de spălare cu montaj lateral (cu două presetupe) icircn acest caz creşte gabaritul pe verticală dar se schimbă mai comod

Cutia de etanşare pentru fluidul de foraj lucrează sub presiune

Rulmentul axial secundar cu bile preia sarcinile ascendente

Rulmentul principal preia sarcinile axiale descendente este un rulment de tipul axial radial cu role conice sau cu bile la capete hidraulice mai mici

Reducţia de legătura a capului hidraulic cu tija pătrată este prevăzută cu filet bdquostacircnga Filetul este bdquostacircnga datorită faptului că masa rotativă se roteşte spre dreapta şi ca urmare elementele aflate sub masă trebuie sa fie prevăzute cu filet dreapta iar elementele aflate deasupra mesei cu filet stacircnga (pentru a nu se produce deşurubări icircn timpul funcţionării)

Fusul capului hidraulic este piesa aflată icircn mişcare de rotaţie

Cerinţele impuse capului hidraulic sunt următoarele

siguranţă icircn funcţionare (rezistenţă corespunzătoare) durabilitate mărită pierderi hidraulice şi uzuri minime etanşeitate

Caracteristicile principale ale capului hidraulic sunt

a) forţa statică maximă preluata de acesta este sarcina nominală a capului hidraulic Simbolizarea capului hidraulic se face cu grupul de litere bdquoCH sau bdquoCHT pentru capete hidraulice cu ţeava de spălare montata lateral urmate de sarcina maximă icircn tf Exemple CHT 650 CHT 500 CHT 400 CH 320 CH 200 CH 125 CHT 50

b) sarcina maximă icircn timpul funcţionăriic) presiunea maximăd) viteza unghiulara maximă sau turaţia maximăe) cotele d1 şi A din figura 21 [1 ]

Alegerea capului hidraulic se face icircn funcţie de condiţia FCH ge FCM

Din tab 76 [1] se alege tipul de cap hidraulic CH ndash 320 (-40⁰C) necesar instalaţiei de foraj alese F320 cu următoarele caracteristici tipizate

1 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FCH= 320 tf

2 Sarcina normala de lucru la cacircrlig 1250 kN3 Tipul rulmentului principal 294484 Dimensiunile rulmentului principal dD x B 240440x 122 mm5 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment cf Spec API 8A 147tf6 Presiunea maximă de lucru 35 MPa7 Turaţia maximă 300 rotmin8 Diametrul interior al ţevii de spălare 762 mm9 Filetul de legătura al lulelei la furtunul de cauciuc LP4

33

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

10 Filetul reducţiei de legătura cu prăjina de antrenare 658 REG LH11Distanta liberă pentru introducerea cacircrligului H+50mm 570 mm

12 Razele de curbura ale suprafeţei de susţinere a toartei

a E2max= 70 mm

b F2min= 135 mm

13 Dimensiunile principale

a icircnălţimea A 2500 mm

b Lăţimea B 788 mm

c icircnălţime biglu D 127-1 mm

14 Masa totala mCH =1 58t

Se calculează masa capului hidraulic cu relaţia următoare

GCH = mCH middot g (21)

GCH = 158t 981ms2 = 1550 kN

22 Alegerea ansamblului macara-cacircrlig

Componenţa ansamblului macara-cacircrlig este prezentată icircn figura 22

Arcul serveşte pentru săltarea pasului la deşurubare evitacircndu-se astfel o manevra suplimentară La macaralele mari icircn paralel cu arcul există un amortizor hidraulic pentru evitarea deteriorării filetelor cepului şi mufei din cauza vitezelor mari de săltare Sistemul de blocare la rotire are 24 de poziţii şi serveşte podarului la poziţionarea dorită a cacircrligului

Ansamblul macara-cacircrlig se alege icircn funcţie de condiţia FMC ge FCM

Din tab611 [1] se alege tipul de macara-cacircrlig 5-32-1250 MC -300 care icircndeplineşte condiţia anterioară şi care are următorii parametrii

1 Sarcina maximă la cacircrlig FMC = 300 tf2 Numărul rolelor de la macara z = 53 Diametrul cablului dc = 32 mm4 Diametrul exterior al rolei 1250 mm5 Diametrul de fund al rolei 1140 mm6 Diametrul axului 260 mm7 Tipul rulmenţilor rolei 57952

34

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulmenţi 347 UStonf9 Cursa arcului C = 200 mm

10 Dimensiuni

A = 4040 mm B = 1200 mm C = 790 mm D = 36725 mm E = 2336 mm H = 200 mm M = 4925 mm N = 3155 mm O = 608 mm P = 806 mm

12 Masa mMC = 8610 t

Fig 22 Ansamblul macara-carlig monobloc (MC)

1-cacircrligul propriu-zis (triplex) 2-călăreț 3-toarta capului hidraulic 4-siguranța călărețuluiicircnchizător 5-eclise cu bolțuri 6-ochiurile chiolbașilor 7-bolțulaxul de fixare al cacircrligului 8-pahar 9-tija cacircrligului 10-rulment axial cu role cilindrice 11-bolț pentru blocaredispozitiv de blocare și poziționare a cacircrligului 12-capacul paharului 13-oală 1415-arcuri 16-piston 17-capacul oalei 18-piesă de legătură 19-plăci laterale 20-axul macaralei 21-rulmenții rolelor 22-roleroți 23-capacul macaraleiagățător

Se calculează greutatea ansamblului macara-cacircrlig cu formula următoare

GMC = mMC g (22)

GMC =8610t middot 981 ms2 = 8446 kN

35

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

23 Alegerea geamblacului de foraj

Geamblacul este un ansamblu care conţine scripeţii ficşi ai mecanismului macara-geamblac aflaţi la partea superioară a turlei sau mastului

Există mai multe tipuri constructive de geamblacuri

1 Geamblacuri de foraj cu un singur etaj

a geamblacul de foraj romacircnesc

bull geamblacul de foraj tip A este geamblacul de construcţieromacircnească Avantajul acestui tip constructiv este acela că este oconstrucţie compactă ce permite rotirea sa cu 180deg

b geamblacul de foraj cu reazeme intermediare pentru fiecare rola

bull geamblacul de foraj tip B este geamblac cu diametrul axului mai mic dar lungimea totală este mare Punctele de reazem intermediare sunt impedimente pentru rotirea geamblacului cu 180deg

c geamblacul de foraj din două blocuri

bull geamblacul de foraj tip C este format din două blocuri care se potroti şi interschimb icircntre ele asiguracircnd o manipulare uşoară

d geamblacul de foraj cu mai multe axe

bull geamblacul de foraj tip D axele sunt coplanare icircntr-un planorizontal rolele sunt fixe pe ax şi axul este montat pe rulmenţi

2 Geamblacuri de foraj cu două etaje

e geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plan vertical

bull geamblacul de foraj tip E fiecare rolă este montată pe axul ei Este posibilă schimbarea relativ uşoară a rolelor Axul este montat pe rulmenţi

f geamblacul de foraj cu rolele montate icircn plane diferite

bull geamblacul de foraj tip F această variantă constructivă este compusă din două etaje cu rolele dispuse icircn plane diferite Din cauza amplasării rolelor perpendicular nu se reduce spaţiul de siguranţă Diametrul axului este mai mic ca icircn variantă constructivă A Din cauza dispunerii rolelor icircn plane diferite apare ca avantajoasă icircnfăşurarea cablului din punct de vedere al inflexiunilor acestuia

Componenţa geamblacului de foraj este pusă icircn evidenţă de figura 24 Elementele principale ale acestuia sunt rolele axul geamblacului şi rulmenţii Axul se realizează din oţel Cr-Ni sau Cr-Mo Fiecărei role a geamblacului trebuie să i se asigure un regim de ungere ca urmare axul este găurit iar ungerea rulmenţilor se va face cu ungătoare cu bilă

36

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Rulmenţii pot fi de diverse tipuri cu role cilindrice lungi cu sau fără inel exterior(rolul acestui inel este jucat de butucul rolei de cablu) cu role cilindrice scurte cu role conice pe două racircnduri Rulmenţii se construiesc cu joc radial mărit pentru că trebuie realizată stracircngerea rolei de cablu pe inelul exterior al rulmentului

Fig 23 Componenţa geamblacului de foraj 1 - suport 2 - ax 3 - rola 4 ndash rulment radial-axial cu role conice pe doua randuri 5 ndash disc distantier 6 - bucsa distantiera7 ndash ungator cu bila8 ndashplaca de presare 9 - aparatoare

La alegerea geamblacului de foraj se ţine seama de condiţia FGF ge FCM

Instalația F320 ndash 3DH este transporatbila pe subansamble pe cale terestra avacircnd sarcina maximă utilă de la cacircrlig de 200 tf Cunoscacircnd tipul de ansamblu macara-carlig cu care este echipata IF (cu sarcina maximă de lucru 300 tf cu numarul de role z = 5 cu diametrul exterior al rolei de 1250 mm și cu raza canalului rolei pentru cablul cu diametrul de 32 mm) din tabelul 67 [1] se alege un ansamblu macara-geamblac monobloc deci de tipul A din CEq 320 adica

A6-32-1250GF-300

avand

1 Sarcina maximă la coroana geamblacului 400 tf

2 Sarcina maximă de lucru la cacircrlig FGF = 300 tf

3 Numărul roţilor de manevră m = 6

4 Diametrul cablului dc = 32 mm

5 Diametrul exterior al roţilor 1250 mm

6 Diametrul de fund al roţilor 1140 mm7 Tipul rulmenţilor roţii 57592

37

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

8 Sarcina maximă icircn funcţie de rulment 416 Ustonf9 Masa mGF = 28 t

Fig 24 Geamblac monobloc de tipul A conform STAS 327-89

Se calculează greutatea geamblacului de foraj cu relaţia următoare

GGF = mGF g (23)

GGF = 28t 981 ms2 = 27468 kN

24 Alegerea elevatorului cu pene (broaştei cu pene)

Manevrarea coloanelor de burlane (la introducere şi la extragere) se face cu ajutorul elevatorilor de dimensiunea corespunzătoare adacircncimii maxime de tubare a coloanelor respective Elevatorii pentru burlanele cu mufe se fabrică de obicei de dimensiunea 50 t 100 t şi 150 t şi pot fi prevăzute cu chiolbaşi de dimensiunea 134 ndash 212 Greutatea elevatorilor (fără chiolbaşi) variază pentru tipul cel mai mare icircntre 975 kg (pentru dimensiunea 412) şi 2267 kg (pentru dimensiunea 20)

Materialul de construcţie este oţelul cu mangan-molibden tratat termic icircndeplinind astfel condiţiile unui elevator rezistent şi uşor Pentru burlanele bdquoflush sau pentru burlanele speciale de tip bdquoExtreme Line bdquoHydril sau bdquoOmega cum şi pentru coloanele lungi - peste circa 1800 m se utilizează elevatorii cu bdquopene care pentru anumite fabricate depăşesc cu mult forţa de tracţiune a corpului burlanului Icircnainte de icircnceperea lucrului cu acest tip de elevator se cere a se inspecta penele de prindere şi restul mecanismului auxiliar

Elevatorul bdquopentru bucată este utilizat icircn mod avantajos la adăugarea de burlane la formarea coloanei sau pentru darea bucăţilor afară din sondă lucrul cu acest elevator permiţacircnd o aliniere rapidă a filetelor la operaţia de tubare Elevatorul este prevăzut cu un suvei cu cablul corespunzător şi cu clemele respective Greutatea elevatorului pentru burlanele cu mufe variază icircntre 191 kg pentru dimensiunea 412

38

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

şi 281 kg pentru 1034 Lucrul cu elevatorul pentru bucată are loc icircn modul următor se prinde o bucată de pe podul de burlane din faţa sondei şi se ridica pacircnă la nivelul coloanei fixate icircn masa rotativă După icircndepărtarea protectorului de filete şi curăţirea finală a fileului se aplică conform normelor unsoarea respectivă de filete după care burlanul este coboracirct pentru a intra icircn mufa burlanului următor unde are loc o primă icircnşurubare cu cleştii cu lanţ pacircnă icircn momentul cacircnd se consideră indicată stracircngerea cu cleştii mari ai sondei In acest moment elevatorul de bucată este lăsat să alunece icircn jos pe burlanul respectiv icircn timp ce elevatorul mare se prinde de burlanul recent icircnşurubat la gura puţului Elevatorul pentru bucată este desfăcut icircn momentul cacircnd atinge icircnălţimea de circa 15 m de la masa rotativă fiind din nou lăsat sa ajungă pe podul de burlane unde se continua acelaşi ciclu cu burlanul următor

Acest tip de elevator bdquopentru bucata este de asemenea foarte util şi icircn efectuarea operaţiei de adăugarea de bucăţi de prăjini de foraj utilizacircnd icircn acest scop gaura prăjinii de antrenare

Alegerea elevatorului cu pene se face luacircnd icircn consideraţie condiţia FElp ge FCM

Știind că sarcina maximă utilă de la cacircrlig se dezvoltă atunci cacircnd se tubează puțul intermediar II de 8⅝rdquo(175746 kN = 17915 tf) din tabelele 87 și 89 se constată că există două posibilități de alegere

1 B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts (9⅝rdquo x250 ts x 8⅝rdquo)2 B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo)

Prima variantă de alegere este reprezentată de o B-ElPCB cu două semicorpuri cu acxționare pneumatică fabricat la comandă specială (de fapt se comandă special setul de pene de 9⅝rdquo cu bacuri de 8⅝rdquo) Deci B-ElPCB 2⅜rdquo - 7⅝rdquo in x 250 ts este echipată cu pene cu Dp = 9⅝rdquo icircn care se montează bacuri cu Db = 8⅝rdquo (pentru a prinde pe burlane cu diametrul nominal de 8⅝rdquo) sarcina maximă de lucu a penelor fiind Fp = 250 ts = 227 tf

A doua variantă de alegere corespunde unei B-El-PCB fabricate icircn mod uzual cu corp și ușă de acționare manuală sau pneumatică a setului de pene Ea este echipată cu set de pene de 9⅝rdquo care au sarcună maximă de lucru de 275 ts (250 tf) și bacuri de 8⅝rdquo

Comparacircnd cele două variante se constată că prima se caracterizează prin dimensiuni de gabarit mai mici decacirct cele ale variantei a doua deci printr-o masă mai mică Icircn schimb adoua variantă deși are dimensiuni mai mari dispune de posibilități mai mari dpdv al echipării cu diferite dimensiuni de pene și bacuri de exemplu de 5frac12rdquo (cu bacuri de 4frac12rdquo 5rdquo 5frac12rdquo) și de 13⅜rdquo ( cu bacuri de 12frac34rdquo și 13⅜rdquo) Prima variantă se execută la comandă specială pe cacircnd cea de-a doua este icircn execuție curentă

Se alege elevatorul B-ElPCB 4frac12rdquo - 13⅜rdquo in x 350 ts (9⅝rdquo x 275 ts x 8⅝rdquo) cu următoarele caracteristici

1 Sarcina maximă FELP = 250 tf 2 Dimensiunile principale

HBE = 840 mm

L = 1480 mm

1=1300 mm

3 Masa mElP = 2100 kg = 21 t

Icircn figura 25 este prezentat tipul constructiv al unui elevator cu pene pentru burlanele de tubare

39

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Fig 25 Broasca-elevator cu pene pentru coloana de burlane (broasca cu pene icircn partea de sus elevatorul cu pene icircn mijloc și vedere de sus a elevatorului cu pene icircn partea de jos) 1-corp 2-umărbraț superior 3-braț inferior 4-eclisă 5-poartăușă 6-pene 7-bacuri 8-placă de sprijin (pe masa rotativă) 9-guler de protecție și ghidare 10-pacirclnie de ghidare HB-icircnălțimea broaștei cu pene HE ndashicircnălțimea elevatorului l-lățimea broaștei elevator

Se calculează greutatea elevatorului cu pene cu următoarea relaţie

GElP = mElP g (24)

GElP = 21t middot 981 ms2 = 20601 kN

25 Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj

Elevatoarele pentru prăjini de foraj sunt de două tipuri

cu scaun drept pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri icircnşurubate standardizate prin STAS 209-69

cu scaun conic pentru manevrarea prăjinilor cu racorduri sudate care au suprafaţa de sprijin conica cu generatoarea icircnclinată la un unghi de 18 standardizate prin STAS 7250-65

40

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

In figura 26 este prezentată forma constructivă a unui elevator pentru prăjini cu scaun conic

Fig 26 Elevator pentru prăjini de foraj cu icircnchidere centrală cu scaun conic 1-corp 2-arc icircnchizător 3-siguranță 4-icircnchizător 5-bolț central 6-siguranța pentru chiolbași (eclisă) 7-corp dreapta d-diametrul de trecere

Pentru prăjinile de foraj cu racorduri speciale sudate cu diametrul nominal

DPF =412rdquo = 1143 mm IEI se alege un elevator pentru prăjini cu scaun conic care are diametrul egal cu diametrul nominal al prăjinilor de foraj tab 85 [1] 83 și care icircndeplinește condiția

FEl ˃ FGarFM (250)

41

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

GGFM=147849 KN

Fn =GGFM [(1minus ρf

ρo)(1+kr

(n))+(1+kmf(n ))|ac

n|g ] (251)

k r(n)=02

k mf(n)=02

o=785 tm3

f=15 tm3

ac=1ms2

Fn =147849kN ∙[(1minus 15

785 ) (1+02 )+ (1+02 ) 1981 ]=16473 tf

FCM=16473 tf

Se alege elevatorul cu scaun conic cu FEl = 175 tf ˃ FGarFM = 16473 tf

-dimensiunea nominala a elevatorului 412 = 1143 mm

-dimensiunea de trecere 1214 mm

-sarcina de lucru 175 tf

-masa informativa 1468 Kg

-tipul icircngroșării IEI

Deci s-a ales

Elevator cu scaun conic 4frac12 x 1214 x 175

Se calculează greutatea elevatorului pentru prăjini de foraj conform relaţiei

GEL= mEl middot g (252)

GEl = 1468 kg middot 981 ms2 = 144 kN

26 Alegerea chiolbaşilor

Chiolbaşii asigură suspendarea elevatorului icircn cele două guri laterale ale cacircrligului de foraj (se utilizează o pereche de chiolbaşi)

Icircn figura 27 este prezentată construcţia unui chiolbaş

42

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Fig 27 Chiolbaşi

a ndashchiolbaș de tipul ușor b - chiolbaș de tipul mediu

c - chiolbaș de tipul greu C2-raza de curbură interioară a ochiului superior G1-raza de curbură interioară a ochiului inferior D2-raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului superior cu umărul cacircrligului H1- raza de curbură a suprafeței de contact a ochiului inferior cu umărul elevatorului dd1-diametrul barei L-lungimea de lucru

Se alege o pereche de chiolbaşi care să icircndeplinească condiţia Fch ge FCM

FCM = 175746 kN = 17915 tf

Din tab 83 [1] 8 se alege o pereche de chiolbaşi cu următoarele date nominale

1 Gama de sarcini F2chM = 200 tf per2 Dimensiuni principale

d = 57 mm D1 = 73 mm C2m = 102 mm G1m = 70 mm D2M = 34 mm H1M = 285 mm

Lungimea totala Lch = 2100 mm Masa netă informativă mch = 177 kgper

Deci s-a alesChiolbași 57 x 2100 x 200

Se calculează greutatea chiolbaşilor cu relaţia următoare

GCh= mCh middot g (261)

GCh = 177 kg middot 981 ms2 = 1736 kN

27 Alegerea cablului de manevră

Cablul de foraj sau de manevra este o construcţie din fire metalice răsucite elicoidal care preia doar efortul de icircntindere avacircnd flexibilitate ridicata Cablurile sunt de mai multe feluri plate sau rotunde (icircn foraj se folosesc doar cabluri rotunde) Cablurile se folosesc icircn mai multe scopuri

gt la manevră cablul de manevră sau de forajgt la efectuarea operaţiilor de lăcărit cablul de lăcărit

43

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

gt la ancorarea turlei sau mastului cablul de ancorăgt pentru rabaterea turlei cablul de praştiegt la efectuarea operaţiilor de carotaj exista cablul de carotaj icircn interiorul cărora sunt amplasaţi

conductori electriciCablurile pot fi simple duble (folosite la foraj) sau triple Sacircrmele de cablu se icircnfăşoară icircn toroane

(sau viţă de cablu sau cablu simplu) şi la racircndul lor toroanele se icircnfăşoară realizacircnd cablul dublu Toronul este realizat din straturi de sacircrme care pot fi

gt de acelaşi diametru 5 la firegt de diametre diferite icircn straturi sau construcţie compound

Cablul de construcţie cu diametre diferite ale sacircrmelor poate fi icircn mai multe variante (figura 28)

gt cablul FILLER - cu fire subţiri intercalate icircntre straturi gt cablul SEALE sau SIL mdash straturi cu diametre diferitegt cablul WARRINGTON- icircn cadrul aceluiaşi strat sacircrmele au diametre diferite

Fig 28 Diferite construcţii de cabluri

a - Seale b - Filler c ndash Warrington

Cablurile de foraj sunt cablurile SEALE tip 6x19 adică 6 toroane cu 19 fire icircn fiecare toron aşezate icircn 3 straturi ce reprezintă sarma centrala sau inima cablului formata de un singur fir stratul de rezistenţă format din 9 fire şi stratul de flexibilitate format tot din 9 fire

Geometria unui toron Seale se stabileşte icircn funcţie de diametrul sacircrmelor din stratul exterior sau de rezistenţă δ e Diametrul sacircrmelor din stratul de flexibilitate este δi = 057 δ e

şi diametrul inimii este δ0 = 12 bull δe

Inima cablului poate fi

gt organica (din cacircnepa icircmbibată icircn ulei)gt metalica (aceasta inima păstrează forma cablului)gt din sacircrme răsucite elicoidalCablarea reprezintă modalitatea de răsucire atacirct a firelor icircn toron cacirct şi a toroanelor icircntre ele

Exista cablarea paralelă (atacirct firele cacirct şi toroanele sunt răsucite icircn acelaşi sens spre stacircnga - cablarea SS - sau spre dreapta - cablarea ZZ) La cablarea icircn cruce firele sunt răsucite intr-un sens opus răsucirii toroanelor (exista cablarea SZ mdash firele sunt răsucite spre stacircnga iar toroanele spre dreapta mdash şi cablarea ZS) Cablarea icircn cruce asigură stabilitate la tendinţa de dezrăsucire [ 1 ]

44

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Alegerea cablului de manevră se face respectacircnd condiţia

Srm gt CM middot FM (270)

icircn care Srm este sarcina minimă de rupere a cablului icircn kN

CM - coeficientul de siguranţă

FM - tracţiunea maximă icircn cablu la toba la extragere icircn kN

Coeficientul de siguranţă CM poate lua valorile următoare icircn funcţie de utilizarea cablului

CM = 2 pentru introducerea coloanei de tubare şi pentru instrumentaţie CM = 3 pentru extragerea şi introducerea garniturii de foraj

(271)

GoT=84461kN+1736kN+206kN=1068kN

(272)

FCM =200 tf ∙ 981m

s2=1962 kN

FCM =1962 kN+1068 kN ∙(1+ 1

981 )=2079687 kN

(273)

ηMG=β2 ∙ zminus1

2 ∙ z ∙ β2 z ∙(βminus1)

(274)

(275)

β= 1096

=104 z=5

ηMG=1042 ∙5minus1

2 ∙5 ∙ 1042 ∙5 ∙(104minus1)=0811

Se calculează sarcina de la cacircrlig maximă fără a se tine seama de greutatea cablului de manevră FM CU relaţia (273)

45

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

FM=2079687 kN2∙ 5 ∙0811

=256435 kN

Srmnec=2middot256435 = 51287kN

Se alege un cablu Seale 6x19 -32-1570 SZ conform STAS 1689 - 80 cu următoarelecaracteristici

diams numărul de toroane nT = 6diams numărul de fire nf = 19diams diametrul cablului dc = 32 mmdiams sarcina minimă de rupere a cablului Srm =53132 kNdiams masa unitară a cablului de manevră m1c = 389 kgmdiams aria suprafețelor sarmelor Ac[mm] =41828diams diametrul sacircrmelor centrale d0=3 mmdiams diametrul sacircrmelor interioare d1=145 mmdiams diametrul sacircrmelor exterioare d2=26 mm

28 Alegerea tipului de troliului de foraj

Troliul de foraj este utilajul sistemului de manevră care icircndeplineşte icircn cadrul instalaţiei de foraj următoarele funcţiuni

bull extragerea şi introducerea garniturii de foraj respectiv introducerea coloanei de tubare suspendate icircn cacircrligul mecanismului macara mdash geamblac operaţii realizate prin intermediul cablului de foraj icircnfăşurat pe toba de manevră a troliului

bull icircnfăşurarea stracircngerea slăbirea şi deşurubarea paşilor de prăjini precum şi adăugarea bucăţilor de avansare operaţii realizate cu ajutorul mosoarelor troliului

bull transmiterea mişcării de rotaţie la masa rotativă (la unele construcţii)bull susţinerea garniturii de foraj şi reglarea apăsării pe sapa icircn timpul procesului de săparebull lucrări de punere icircn producţie pistonat lăcărit carotaj prin prăjini operaţii care se executa

cu ajutorul tobei de lăcăritbull ridicarea masturilor rabatabile cu ajutorul tobei de lăcărit

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etc

Alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă FM=256435kN=2614tf (determinată la punctul 27)

Troliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu două tobe de manevră şi de lăcărit[l]

Din tab 51 [1] se alege troliul de foraj TF 38 corespunzător instalaţiei de foraj F320-3DH cu următoarele caracteristici principale

1 Tracţiunea maximă icircn cablu 380 kN2 Puterea maximă la intrare 1500 kW3 Diametrul cablului dc= 35 mm (l14in)4 Număr viteze la toba de manevră 4 + 2 R5 Diametrul tobei de manevră 800 mm6 Lungimea tobei de manevră 1325 mm7 Ambreiaj pe partea bdquoicircncet AVB 1250 x 300

46

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

8 Lanţ pe partea bdquoicircncet 3 x 2 frac12 in9 Ambreiaj pe partea bdquorepede AVB 1120 x 30010 Lanţ pe partea bdquorepede 3 x 2frac12 in11 Diametrul tambur fracircnă 1400 mm12 Lăţime tambur fracircnă 269 mm13 Aria suprafeţei de fracircnare22343 dm2 14 Fracircnă auxiliară FE 1400 (FH 60)

29 Concluzii

Icircn acest capitol au fost alese principalele utilaje ale instalației de foraj și au fost prezentați parametrii și caracteristicile lor Principiul după care au fost alese aceste utilaje a fost clasa și tipul instalației de foraj calculate icircn capitolul anterior

Utilajul calculat a fost ales astfel icircncit să corespundă cerințelor instalației de foraj și să o echipeze corespunzător fară să provoace defecte și fară să impiedice buna funcționare a instalației de foraj

CAPITOLUL 3

PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR GRUPURILOR DE ACŢIONARE ŞI CALCULUL PUTERII

INSTALATE

31 Parametrii şi caracteristicile motoarelor grupurilor de acţionare

Modul de actionare reprezinta felul in care sunt actionate motoarele principale ale IF separat individual sau in comin

47

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

In cadrul unei instalatii de foraj avem 3 sisteme de lucru principale SM SR SC

Arborele principal pentru SM TF+M+G

pentru SR MR+PA+GnF+S

pentru SCPN

Arbori caracteristici pentru SM TM

pentru SR PAt GanF

pentru SC arbprele cotit PN

IF dispune de 3 tipuri de moduri de actionare

-individual MAIfiecare motor principal e actionat separat

-centralizat MACtoate motoarele sunt actionate in comun

-mixt MAM un motor principal e actionat separat iar celelalte 2 in comun

Pentru actionare de tipul DH se ia caracteristica principala a proiectarii IF se alege modul de actionare centralizat MAC2

Instalaţia de foraj F320-3DH este echipată cu un grup de foraj GF-820 cu un convertizor hidraulic de cuplu CHC-750-2 un motor diesel MB 820

Icircn figura 1 se prezintă diagramele caracteristicilor funcționale ale acestui tip de acționare

48

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

bull Puterea nominală Pn= 655 kW = 890 CP

bull Turaţia nominală nn = 1400 rotmin

bull Alezajul D = 175mm

GF 820675 kW la 1400 rotmin

Se calculează viteza unghiulară nominală a motorului ωn cu relaţia

ωn =

π30 middotn (31)

ωn =

π30 middot 1400 = 1466

rads

32 Alegerea modului de acţionare

Modul de acţionare reprezintă felul icircn care se acţionează antoarele şi pompă de noroi de la grupurile de acţionare (separate sau centralizat)

Instalaţii de foraj pot fi acţionate cu motoare diesel cu motoare electrice (de curent continuu sau alternative) şi icircn unele cazuri mai rare cu turbine cu gaze Deoarece motoarele de acţionare nu au icircntotdeauna caracteristicile funcţionale icircn concordanţă cu cerinţele impuse de tehnologiile de foraj a apărut necesitatea combinării acestora cu diferite tipuri de transmisii (mecanice hidraulice electrice) rezultacircnd astfel mai multe sisteme de acţionare Printre sisteme de acţionare utilizate pentru instalaţii de

49

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

foraj se pot citi diesel ndash mecanic diesel hidraulic electric şi diesel electric Sistemele turbo-electric turbo-mecanic şi hidrostatic şi ndashau găsit aplicaţii mai limitate

Pentru a elimina neajunsurile acţionării diesel-mecanic s-au realizat acţionările diesel-hidraulice cu turboambreiaje sau cu convertizoare hidraulice de cuplu Icircn prezent majoritatea instalaţiilor de foraj acţionate icircn sistemul diesel ndashhidraulic sunt prevăzute cu convertizoare hidraulice de cuplu

Icircn cazul acţionării diesel-hidraulice cu turboambreiaj se pot realiza demaraje linie sub sarcină micşoracircndu-se şocurile

Sistemul de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare hidraulice de cuplu este cel mai răspacircndit sistem de acţionare aplicacircndu-se atacirct la instalaţii de foraj staţionare cacirct şi la cele transportabile

Acţionarea diesel-hidraulică cu convertizoare hidraulice este stabilă pentru toate punctele de funcţionare din domeniul de tracţiune deoarece pe măsura ce cresc momentele rezistente cresc si momentele de la ieşirea din convertizor scăzacircnd turaţia de la ieşirea din convertizor se realizează astfel puncte de echilibru care asigură stabilitatea si pe caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului diesel

Datorită stabilităţii in funcţionare a sistemului de acţionare diesel-hidraulic cu convertizoare nu există pericolul scoaterii din funcţiune a motoarelor diesel chiar dacă la un moment dat puterea consumatorilor tinde sa depăşească puterea instalată a motoarelor diesel aflate in funcţiune Stabilitatea se explica prin scăderea in mod automat a turaţiei la ieşirea din convertizoare pana ce puterea solicitata de consumatori devine egala cu puterea disponibila a motoarelor diesel Aceasta este o caracteristica deosebit de importanta a sistemului diesel-hidraulic cu convertizoare realizata fără echipamente speciale de comanda si reglare care da siguranţa in funcţionare si evita consecinţele unor eventuale manevre necorelate cu cerinţele tehnologice din diferite situaţii mai deosebite

Pentru instalaţia de foraj F320-3DH se alege un mod de acţionare diesel-hidraulic centralizat (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

Modul de actionare centralizat (MAC) reprezinta modul in care antoarele principale sunt actionate de acelasi GA adica este modul de actionare in comun a antoarelor principale

Varianta MAC 2 presupune ca o PN din cele două este acționată separat formacircnd icircmpreună cu GA și transmisiile mecanice respective un grup motopompă (GMP)

In continuare este prezentată schema structural funcţională a instalaţiei de foraj F320-3DH cu mod de acţionare centralizat MAC2

Fig 32 Schema structural-funcţionala a unei IF cu mod de acţionare centralizat in varianta 2 (MAC2) (cu grup motopompa GMP)

50

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

D - motor diesel GF - grup de foraj CHC - convertizor hidraulic de cuplu TI ndash transmisie intermediara (intermediara centrala a IF) Tm mdash transmisie mecanica PN mdash pompa de noroi TF - troliu de foraj TM - toba de manevra M-G - maşina macara-geamblacCVAR - cutie de viteză a AR MR ndash masa rotativă

33 Puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Puterea consumatorilor auxiliari de forţa reprezintă puterea motoarelor instalate pentru acţionarea consumatorilor auxiliari de forţa si anume a sitelor vibratoare a agitatoarelor de noroi a degazeificatoarelor a demacircluitoarelor din cadrul instalaţiei de curăţire preparare si tratare a fluidului de foraj a pompelor centrifuge de supraalimentare a pompelor triplex de noroi a pompelor pentru vehicularea apei pentru răcirea tamburilor de fracircna etc

In afara surselor de energie necesare mecanismelor care realizează cele trei funcţiuni principale ale unei instalaţii de foraj mai este necesara o sursa de energie pentru alimentarea instalaţiilor de lumina si de forţa pentru activităţi auxiliare după cum urmează

bull pompe centrifuge pentru hidrocicloanebull site vibratoare bull agitatoare bull pompe centrifuge pentru supraalimentarea pompelor de forajbull pompe centrifuge pentru apabull pompe centrifuge pentru chimicalebull pompe pentru reziduuribull pompe pentru combustibilbull comanda hidraulica a prevenitoarelorbull instalaţie pentru uscarea aeruluibull agregate pentru icircncălzirebull maşini-uneltebull agregat pentru sudurabull instalaţii pentru iluminat

Aceşti consumatori exista in raport cu complexitatea instalaţiilor de foraj la instalaţiile mici fiind mai putini iar la instalaţiile mari fiind in totalitate

Pentru alimentarea acestor consumatori auxiliari instalaţiile acţionate cu motoare diesel dispun de o centrala electrica compusa din grupuri electrogene a căror putere variază in raport cu mărimea si cu tipul instalaţiilor de foraj La instalaţiile de foraj transportabile grupul electrogen se poate monta pe o remorca transportabila

In afara de iluminatul normal exista si iluminatul de siguranţa pentru a se asigura continuitatea lucrului in caz de deranjament in instalaţia de lumina de 220V alimentarea lui se face de la bateriile de acumulatori existente in cadrul instalaţiei de foraj (la 24V) prin tabloul de siguranţa prevăzut cu dispozitive de conectare automata a iluminatului de siguranţa

In tabelul următor sunt arătaţi consumatorii auxiliari de forţa ale instalaţiilor de foraj (tabelul 331)

51

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Tabelul 331 Consumatorii auxiliari de forta utilizati in cadrul IF de tipul F320-3DH si puterea lor

Nr

Crt

Denumirea consumatorilor

Puterea motorului sau rezistenţă [kW]

Numărul de

motoare

Puterea

totală

[kW]

1 Site vibratoare 4 2 8

2 Agitator haba 75 8 60

3 Pompa de apa 75 2 15

4 Pompa apa pentru racirea tamburilor franei cu banda (TFB)

75 1 75

5 Pompa instalaţie amestec al substantelor chimice (pentru tratarea fluidului de foraj)

3 2 6

6 Pompe combustibil 3 2 6

7 Pompe de ulei 15 1 15

8 Pompe de preparare a fluidului de foraj 75 2 150

9 Pompa pentru bateria de denisipare 55 1 55

10 Pompa pentru bateria de desmaluire 55 1 55

11 Instalaţie de degazare 4 1 4

12 Degazor 30 1 30

13 Instalaţie de preparare centrifuga 22 3 66

14 Instalaţie de transport material pulverulent 4 1 4

15 Dispozitiv de salvare GarF 22 1 22

16 Dispozitiv de stracircns-slăbit imbinari filetate 11 1 11

17 Dispozitiv de manevra a prăjinilor grele 75 1 75

18 Dispozitiv de mecanizare 185 1 185

19 Pod de tubare reglabil 5 1 5

20 Instalaţie de comanda a prevenitoarelor 11 1 11

21 Instalaţie de uscare a aerului 15 1 15

22 Instalaţie de iluminat normal 18 - 18

23 Instalaţie de iluminat siguranţa 06 - 06

52

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Rezultă puterea consumatorilor auxiliari de forţă pentru instalaţia F320- 3DH ca fiind egală cu

PCsAF = 5766 kW

icircn care PCsAF este puterea consumatorilor auxiliari de forţă

Deoarece nu funcţionează simultan toţi consumatorii auxiliari de forţa puterea grupurilor electrogene sau a transformatorului nu trebuie luata egala cu suma puterilor tuturor consumatorilor Factorul de simultaneitate poate fi considerat de circa 06 rezultă o putere necesară de circa 346kw

34 Calculul puterii instalate

Puterea instalată pentru instalaţia de foraj F320-3DH se calculează cu relaţia următoare

P = P + PCsAF (32)

P = nD Pn (33)

Pn = 655 kW

P = 4 middot 655 kW = 2620 kW

PCsAF=5766 kW

P = 2620 + 5766 = 31966 kW

icircn care P este puterea instalată principală a instalaţiei de foraj puterea motoarelor instalate

care acţionează antoarele principală ( TF MR PN )

PCsAF - puterea instalată consumatorilor auxiliari de forţă necesare instalaţiei de

foraj

nD ndash numărul total de motoare diesel

35 Concluzii

Acest capitol a avut drept scop deprinderea studenţilor cu alegerea modului şi tipului de acţionare pentru instalaţia de foraj pe care o proiectează determinarea parametrilor şi caracteristicilor motoarelor grupurilor de acţionare calculul puterii consumatorilor auxiliari cu care este dotată instalaţia de foraj pe care o proiectăm şi calculul puterii instalate a instalaţiei de foraj

53

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

CAPITOLUL 4

PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

41 Lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmisie a puterii medii a unui motor grup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F320-3DH precizată icircn [2] Aplicaţia 13 am preluat schema cinematică de icircnsumare a puterii motoarelor grupurilor de acţionare pentru transmiterea mişcării icircn cadrul sistemului de manevră (SM)

Fig41 Schema cinematica de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare de la F320-3DH

Coeficientul de icircnsumare a puterii celor două GA csum P(N ) este dat de expresia (cf [1])

csumP(N )=1+ηr (minus2) ∙η tl(minus2) ∙ ηr (minus1)∙ ηr (minus1) (41)

unde ηr (minus2) şi ηr (minus1) reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2) respectiv arborele (-1) adică randamentul arborelui (-2) respectv (-1) montat pe rulmenţi iar ηtl (minus2) şi ηtl (minus1) -randamentul transmisiei cu lanţ (-2) 30-30 dintre arborii (-2)şi (-1) şi respectiv transmisiei (-1) 30-30 dintre arborii (-1) şi 1

Considericircnd ca sunt adevarate egalităţile

ηr (minus2)=ηr (minus1)=ηr (42)

54

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

şi

ηtl (minus2)=ηtl (minus1 )=ηtl (43)

atunci formula (41) devine

csumP(2 ) =iquest 1 + ηr

2∙ ηtl2 (44)

Folosind valorile randamentelor recomandate icircn [1] tabelul72adică

ηr=1 ηtl=1rezultă

csum P(2 ) =1+12 ∙12=2

Dacă se foloseşte numai GA1 atunci se obţine

csumP(1 ) =1

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizicircnd expresia lui de difiniţie (conform [1]) şi anume

c t P(N )=

csumP(N )

N (45)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru Astfel rezultă

c t P(2 )=

csum P(2)

2=2

3=067 c t P

(1)=1

42 Parametrii transmisiilor mecanice (intermediare) ale lcicircpga transmisiilor mecanice de intrare icircn troliu de foraj (tf) şi verificarea criteriului de limitare a fenomenului de oboseală a ansamblului

bucşă-rolăIcircn figura 42 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

55

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Fig 42 Schema cinematică a instalaţiei de foraj F320-3DH

Fig43 Scema cinematică a SM al instalaţiei F320-3DH56

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Din figura 42 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de icircnsumare a puterii grupurilor de acţionare (LCIcircPGA) şi a lanţului cinematic al SM şi anume măsurile pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ Aceştia se concentreză icircn tabelul 41

gpg

in(mm)gl zgl

(1) Ddgl(1)

mmzgl

(2) Ddgl(2)

mmigl

-2 112 (381) -21 30 364494 30 364494 1-1 112 (381) -11 30 364494 30 364494 11 134 (4445) 11 28 397 41 580671 0683692

2 134 (4445)22 34 481746 61 863462 055792423 31 439367 34 481746 0912030

3 212 (635)31 25 506649 54 1092100 046392232 30 607490 27 546976 1110634

Tabelul 41 Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F320-3DH

Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula preluată din [2] Aplicaţia14

Ddgl(i)iquest

pg

sinπ

z g l(i)

(46)

unde p este pasul lanţului iar zgl(i) ndashnumărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei

cu lanţ de ordinul gl Se determină raportul de transmitere al transmisiei (gl) fie icircn funcţie de diametrul de divizare al

roţilor de lanţ fie ăn funcţie de numerele de dinţi cu expresia (vezi [1])

ig l =Dd g l

(1)

Dd g l (2) (47)

Icircn timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru ăn general şi al SM icircn special trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării FO An Ro-B de la transmisiile cu lanţuri astfel icircncicirct să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la icircntreruperea lucrului şi ca urmare la creşterea timpului neproductiv De aceea aticirct prin proiectarea LC al sistemului de lucru cicirct şi prin condiţiile de lucru trebuie să se verifice criteriul de limitare a FO An Ro-B

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor (v) ceea ce se scrie (conform [1])

vle v LM (48)

respectiv a vitezei unghiulare a roţii conducătoare adică (conform [1])

ωz (1)le ωLM (49)

unde vLM este viteza limită maximă a lanţului iar ωLM reprezină viteza unghiulară limită maximăViteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al FO An Ro-B pentru roata conducătoare

depinde de viteza limită maximă a lanţului de pasul acestuia li de numărul de dinţi al roţii conform expresiei (vezi [1])

57

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

ωLM equiv ωLM(zg l

(1) )=2 ∙ vLM

p∙sin

πzg l(1) (410)

bullMăsura lui vLM se preia din [1] tabelul 34 icircn funcţie de măsura pasului lanţului

vLM equiv vLMpg (411)

Turaţia limită din punct de vedere al FO An Ro-B se calculează icircn funcţie de viteza unghiulară limită maximă cu epresia

nLM=30 ∙ωLM

π (412)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 42

Tabelul 42 Verificarea criteriului de limitare a FO An Ro-B

gpg

in(mm)vLM

msgl zgl

(1) ωLMrads

nLMrotmin

iglng M

rotmin-2 112 (381) 23367 -21 30 128216 1224372 1 950-1 112 (381) 23367 -11 30 128216 1224372 1 9501 134 (4445) 19525 11 28 98362 939287 1 950

2 134 (4445) 1952522 34 81059 774056

0683692 649507423 31 88878 848722

3 212 (635) 1393331 25 55001 525216

0623548 59237132 30 45871 438033

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu (CHC)Astfel considericircnd că funcţionarea CHC-ului se menţineicircn domeniul economic adică

ηCHCisin [ηm ηM ]

ceea ce icircnseamnă că

n IIisin [ nII(1) nII

(2) ]rezultă că turaţia maximă a arborelui secundar al CHC-ului este turaţia corespunzătoare punctului (2) de funcţionare

ηCHC=ηm

Pentru convertizorul CHC-750-2 cuplat cu grupul de foraj GF-820 pentru ηm=07 se obţine vezi [2] Aplicaţia 10

n II(2)=950 rot min

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători notată cu ng M gisin minus2 1 2 3 care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare

ng M(z gl

(1) )=ng M

Pe baza schemei cinematice a SM rezultă turaţia arborilor 1 şi 2

58

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

n1 M=n2 M=n II(2)=950 rot min

Calculul turaţiei maxime ng M a arborelui g se face cu o relaţie de forma

ng M=i1minusgM ∙ nL M (413)

unde i1minusgM este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de icircnsumare a puterii GA) şi arborele g

Pentru arborele 2 relaţia (413) se particularizează astfel

n2 M=i11 ∙n1M (414)

și rezultă

n2 M=0683692 ∙ 950rotmin

=649507rotmin

(415)

Pentru arbrele 3 vom avea

n3 M=i1minus3 M ∙n1 M (416)

La arborele 3 se poate ajunge fie cu transmisia (22) fie cu (23) Din tabelul 1 se constată că

maxi22 i23=i23

și ca urmare

i1minus3 M=i11 ∙i23 (417)

rezultă

i1minus3 M=0683692 ∙0912030=0623548

Atunci turaţiea maximă a arborelui 3 are măsura

n3 M=0683692 ∙ 950=592371 rot min

Comparicircnd măsura lui ng M ce aceea a lui nLM pentru fiecare roată conducătoare precizate icircn tabelul 42 se desprind următoarele concluzii

1) icircn privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCIcircPGA se constată că

nminus2 M30 =nminus2M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

nminus1 M30 =nminus1M=590

rotmin

ltnLM30 =1224373

rotmin

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

2) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (11) se observă că59

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

n1 M28 =950

rotmin

gtnLM28 =939287 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

3) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M34 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM34 =774056 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

4) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (22) rezultă

n2 M31 =n2 M=649507

rotmin

ltnLM31 =848722 rot min

ceea ce icircnseamnă ca se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

5) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (31) se obține

n3 M25 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =525216 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

6) icircn privinţa roţii conducătoare a transmisiei (32) se obține

n3 M30 =n3 M=592371

rotmin

gtnLM30 =438033 rot min

ceea ce icircnseamnă că nu se verifică criteriul de limitare a FO An Ro-B

60

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

43 Reprezentarea lanțului cinematic al sistemului de manevră și determinarea numărului de trepte de viteză

Fig 44 Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F320-3DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și icircn general a fluxului energetic de la motoare la arborele caracteristic al SL și determinarea numărului de trepte de viteză obținute la acest arbore respectiv la OL

Relația structurală a asociată SM este relația dintre numărul de trepte de viteză ale SM și factorii de transmitere asociați grupelor de transmitere și de asemenea transmisiilor care se găsesc icircn cadrul sistemului determinacircnd numărul de trepte de viteză de la arborele TM (NaTM)

NaTM =1 x 1 x 1 x [2] x 2 = 4

61

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

unde 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (acd) 1 - factorul de transmitere asociat CHC-ului 1 - factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară [2] - factorul de transmitere asociat cutiei de viteze (CV) scrierea icircn paranteze drepte a factorului indicacircnd existența acestei CV 2 - factorul de transmitere asociat celei de-a treia GT care contine și arborele caracteristic al SM

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a aTM (reversarea mișcării aTM) NRevaTM al IF F200-2DH reprezentat icircn fig 45 este dat de relația structurală următoare

NRevaTM =1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

icircn care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric (ancil) din a doua GT care inversează sensul mișcării de rotație a arborelui 3 si ca urmare aTM indicat cu semnul ldquo rdquo

44 Transmisiile mecanice de intrare icircn troliul de foraj (tf) și parametrii acestoraTransmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice sub formă cinetică de la arborele

conducător la arborele condus cu transformarea mărimilor funcționale Transmisiile meanice de intrare icircn TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de viteză adică igl lt1 Transmisia din sticircnga se numește transmisia ldquode icircncet rdquo deoarece transmite turații mici iar transmisia din dreapta se numește transmisia ldquode repderdquo pentru că transmite turații mariTransmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitereRaportul de transmitere sunt reprezentate icircn tabelul 41

45 Tipurile de transmisii mecanice utilizate icircn cadrul lanțului cinematic (lc) al tf și parametrii lor

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 234 reprezentate de grupuri de transmitere utile Icircn cadrul LC al TF IF F320-3DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig46)

Transmisii cu lanțuri (tl) Transmisii cu roți dințate cilindrice (ancil) (pt inversarea sensului de rotație)

Transmisia cu lanț cu i22 se folosește pentru operația de ridicare iar angrenajul cilindric se utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM atunci cicircnd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea icircn momentul icircn care se constată că acesta s-a uzat și de asemenea pentru inversarea sensului de rotație a prăjinii de antrenare (PA) cu scopul efectului operațiilor de instrumentație (cicircnd GarF trebuie rotită spre sicircnga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

62

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Fig 45Schema cinematica a TF a IF F320-3DH

46 Tipurile de cuplaje folosite icircn cadrul sistemului de manevrăAmbreiajele reprezintă elemente componente ale transmisiilor instalaţiilor de foraj permit realizarea

diferitelor combinaţii icircn transmiterea puterii de la motoarele de are la echipamentele sistemelor de manevră pompare şi rotire şi icircn obţinerea diferitelor de viteza materializacircnd astfel posibilităţile oferite de schema cinematică a instalaţiilor Icircn general la instalaţiile de foraj sunt folosite ambreiaje cu comanda de la distanta şi are pneumatică

După caracterul şi frecvenţa cuplărilor se disting icircn practică curenta a instalaţiilor de ambreiaje operaţionale caracterizate printr-o frecvenţă mare de cuplări şi ambreiaje operaţionale cu o frecventă redusă a cuplărilor Ambreiajele tobei de manevră constituie de ambreiaje operaţionale care icircn timpul extragerii şi introducerii garniturii de foraj acţionate repetat şi la intervale de timp scurte Atacirct ambreiajele tobei de manevră cacirct şi ambreiajele maselor rotative se cuplează icircn sarcina Există construcţii de ambreiaje pneumatice cu burduful la exterior icircnvelind inelul profilat metalic cu saboţii cu material de fricţiune situaţi la exteriorul burdufului La acest tip de ambreiaj saboţii sunt icircmpinşi la introducerea aerului comprimat spre suprafaţa interioară a unui tambur icircn vederea cuplării arborilor

Icircn general ansamblul unui ambreiaj pneumatic cu burduf comportă un număr de piese aparţinacircnd arborelui antrenat şi arborelui de antrenare care pot fi realizate icircntr-un mare număr de variante constructive Pentru alimentarea ambreiajului este necesară o conductă de alimentare cu un ventil de golire rapidă Aceasta permite alimentarea cu comandă de la distanţă şi golire locală a ambreiajului fără ca pentru scurgere aerul să parcurgă traseul pacircnă la aparatul de comandă

Ambreiaje pneumatice cu burduf ventilate Ambreiajul pneumatic cu burduf ventilat ( fig 46) are o construcţie asemănătoare cu aceea a ambreiajului cu burduf prezentacircnd de asemenea un burduf din cauciuc 1 un inel profilat metalic denumit obadă 2 saboţii metalici 3 căptuşiţi cu un material de fricţiune 4 aplicat prin şuruburi de fixare cu cap icircnecat Spre deosebire de ambreiajul pneumatic cu burduf la care transmiterea momentului se efectuează prin balonul de cauciuc la acest tip momentul se transmite prin bolţuri 5 fixate icircn plăci laterale 6 şi 7 Saboţii turnaţi din aliaj de aluminiu prezintă o cavitate inferioară care favorizează răcirea icircn timpul mişcării ambreiajului şi culisează radial fiind ghidaţi icircn bolţurile 5 avacircnd o mişcare radială sub

63

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

acţiunea aerului comprimat introdus icircn burduf 1 Acesta este realizat din mai multe bucăţi avacircnd fiecare racord de alimentare ceea ce permite şi un montaj mai uşor fără a fi necesar un capăt liber de arbore

Fig46 Ambreiaj ventilat cu burduf (AVB)

Burduful este executat din cauciuc cu inserţie avacircnd o grosime mai redusă icircntrucacirct nu transmite momentul de torsiune Consideraţiile privind modul de montaj pe arbori al ambreiajelor pneumatice cu burduf sunt valabile şi la ambreiajele ventilate

Datorită capacităţii de evacuare a căldurii pe care o prezintă ambreiajele ventilate cu burduf sunt utilizate icircntr-o măsură mai mare şi icircn special ca ambreiaje operaţionale Ele sunt utilizate foarte adesea la toba de manevră a troliului

Ambreiaje pneumatice cu discuri La instalaţiile de foraj realizate icircn ţara noastră sunt utilizate două tipuri distincte de ambreiaje

pneumatice cu discuri ldquode trecererdquoşi ldquode capătrdquo Ultimul este utilizat exclusiv la partea ldquode icircncetrdquo a tobei de manevră

64

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Fig47 Ambreiaj pneumatic cu discuri ldquode capătrdquo de tipul CD2

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquode trecererdquo poate fi utilizat icircn orice poziţie pe arbore şi realizează ambreierea unor elemente care se rotesc liber pe acelaşi arbore El nu permite ambreierea a doi arbori diferiţi cum este cazul ambreiajelor pneumatice cu burduf

Ambreiajul pneumatic cu discuri ldquo de trecererdquo realizează ambreierea datorită introducerii aerului comprimat icircn spaţiul dintre discul de capăt 1 şi membrană 2 care apasă asupra pistonul 3 La racircndul său pistonul apăsa discurile de fricţiune 4 şi 5 si discurile de ambreiaj căptuşite cu ferodo 6 pe discul butucului 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează pe dantura butucului 7 iar discurile de ambreiaj 6 glisează pe dantură inelelor 8 şi 9 care sunt solidare cu flanşa 10 Discurile de ambreiaj 6 sunt antrenate prin frecare de discurile de fricţiune 4 şi 5 Pe măsura creşterii presiunii aerului comprimat se realizează blocarea icircmpreuna a ambelor serii de discuri Icircn acest mod se obţine ambreierea dintre piesele solidare cu butucul 7 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţii care sunt solidari cu flanşa 10

Ambreiajul ldquode capătrdquo icircntreagă suprafaţă frontală este utilizată pentru crearea forţei de apăsare axială datorită aerului comprimat La acest tip de ambreiaj membrană este mult mai icircngustă neavacircnd decacirct o singură cută Modul de ambreiere este icircn principiul acelaşi aerul comprimat introdus icircn camera dintre discul de capăt 1 membrană 2 şi pistonul 3 face ca pistonul să producă o apăsare icircntre discul de fricţiune 45 şi 6 şi discurile de ambreiaj 6 şi 7 Discurile de fricţiune 4 şi 5 glisează icircn carcasa dinţata 8 iar discurile de ambreiaj 6 şi 7 pe butucul dinţat 9 Prin apăsarea realizată de aerul comprimat se produce o forţă de frecare icircntre discurile de fricţiune şi discurile de ambreiaj se obţine ambreierea dintre arbore prin butucul dinţat 9 şi piesele care se rotesc liber pe rulmenţi solidare icircn carcasa dinţată 8 Pentru debreiere prin eliminarea aerului şi prin acţiunea arcurilor de revenire 10 se icircndepărtează discurile de fricţiune de discurile de ambreiaj

65

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

Troliul de foraj se compune icircn general dintr-un şasiu icircn care sunt montaţi arborii fracircnele mecanice fracircna hidraulica transmisiile cu lanţ pacircrghiile de comanda a diverselor cuplaje mecanice cuplaje cu discuri sau cu burduf ambreiaje ventilate cu burduf sistemul de ungere sistemul de comanda pneumatica etcTroliile de foraj pot fi echipate cu o toba sau cu doua tobe denevra si de lăcărit

47Modul de obţinere a treptelor de viteză şi calculul rapoartelor de transmitere totală

Propoziţia logică a lanţului cinematic al sistemului de manevră al instalaţiei de foraj F320-3DH este următoarea

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42)

Rezultă

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^(C31vC32)^C41] v [C11^C12(C31vC32)^C42] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41 (I)

C11^C12^C32^C41 (II) (MOTV 1)

C11^C12^C31^C42 (III)

C11^C12^C32^C42 (IV)

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i23 ∙i31

it III=i11∙ i22 ∙i32

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0289277 it III=0423649 it IV=0692533

și

C11^C12^(C31vC32)^(C41vC42) = [ C11^C12^ C31^ (C41v C42)] v [ C11^C12^ C32^ (C41v C42)] = [(C11^C12^C31^C41)v v(C11^C12^C31^C42)v(C11^C12^C32^C41)v(C11^C12^C32^C42)]

C11^C12^C31^C41(I)

C11^C12^C31^C42(II) (MOTV 2)

C11^C12^C32^C41(III)

C11^C12^C32^C42(IV)

66

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

it I=i11 ∙i22 ∙ i31

it II=i11 ∙ i22 ∙i32

it III=i11∙ i23 ∙i31

it IV=i11∙ i23 ∙i32

i11=0683692 i22=0557924 i23=0912030 i31=0463922 i32=1110634

it I=0176962 it II=0423649 it III=0289277 it IV=0692533

Se alege MOTV 1

48Determinarea parametriilor dimensionali ai tobei de manevra (TM)Tobele de manevră se fac icircn construcţie turnată sudată sau combinată Tamburii de fracircnă ai tobei de

manevră se fac icircn construcţie separată demontabili din oţel Mn Si Toba troliului de foraj este prezentată schematizat icircn figura 49

TF echipează instalația de foraj F320-3DH pentru care se cunosc

z=5 FM=28464 kN Cablu seale 6X19-32-1760-SZ cu dc=32mm An =418283 mm2 Ec=15 ∙ 105 Mpa Srm=5984 kN lp=18m

Fig 48 Toba de manevră

Se determină diametrul TM știind că

DTMisin [20 hellip24 ] ∙ dc (419)

67

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

și raportul DTM

dc este o funcție de forță maximă din RA a cablului

DTM

dc

=f ( FM ) (420)

Astfel se alege

DTM=20 ∙dc

Rezultă

DTM=20 ∙32 mm=640mm

Se admite

DTM=640 mm

Deoarece la icircnfășurarea cablului pe TM acesta este solicitat la tracțiune și la icircncovoiere iar sarcina de rupere a cablului icircnfășurat (Sr icirc) este diminuată față de sarcina de rupere la tracțiune (Sr t) diametrul TM trebuie să icircndeplinească următoarea condiție

DTM geEc ∙ d2 ∙ An

Sr icirc

cminusF M

Dar

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ Sr m (421)

și rezultă

Sr icircisin [ 092095 ] ∙ 5984 kN=[ 55052856848 ] kN

Folosind datele de mai sus se obține

DTM ge

15 ∙ 102 ∙kN

mm2∙26 mm ∙ 418283 mm2

[550528 56848 ] kN105

minus28464 kN=[6353 6806] ∙mm

Se constată că alegerea făcută pentru măsura diametrului TM este corectă

Se determină dimensiunile principale ale manșonului spiralel pe baza valorilor rapoartelor caracteristice ale acestiua

Di M=DTM

k i M

D e M=DTM

k e M

Rc=dc

2 ∙ k Rc

p=dc

k p

Consideracircnd pentru aceste rapoarte valorile

68

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

k i M=1025 ke M=098 k Rc=0946 k p=0979

se obține

Di M=640 mm1025

=6244 mm D e M=640 mm098

=65306 mm Rc=32 mm

2 ∙ 0946=169 mm

p=32 mm0979

=326 mm

Se adoptă măsurile

Df M=DTM=640 mm Di M=620 mm De M=654 mm Rc=32 mm

2 ∙0946=17 mm p=33 mm

Grosimea peretelui TM se apreciază astfel

δ=(003 divide 007 ) ∙ DTM+(6 divide10) ∙ mm (422)

Rezultă

δ=(003 divide 007 ) ∙ 640 mm+(6 divide 10 ) ∙mm=(192 divide 448 ) ∙mm+(6divide 10 ) ∙ mm

Se adoptă δ =34+6=40 mm

Dacă δM este grosimea manșonului

δ M=12

∙ ( D f MminusDi M ) (423)

atunci grosimea tobei propriu-zisevirolei este

δTM=δ -δM (424)

δM=12

∙ (640minus620 )=10 mm Tm=40 mmminus10 mm=30 mm

Se consideră un val mort cu diametrul fibrei mediane D0 exprimat de relația

D0=DTM+dc (425)

D0=640 mm+32 mm=672 mm

Se adoptă v=3 (numărul de valuri)

Se consideră o așezare intermediară a spirelor icircn două valuri succesive α =093

a=α ∙dc=093∙32 mm =2976 mm

Se calculează diametrele valorilor active cu formulele

69

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

D1=D0+2 ∙ a (426)

D2=D1+2 ∙ a (427)

D3=D 2+2 ∙ a (428)

Rezultă

D1=672 mm+2 ∙ 2976 mm=73152 mm

D2=73152 mm+2 ∙ 2976 mm=79104 mm

D3=79104 mm+2 ∙2976 mm=85056 mm

Se determină diametrul mediu cu relația de definiție

Dn=D1+D3

2 (429)

și se obține

Dn=73152 mm+85056 mm

2=79104 mm

Se determină numărul de spire din fiecare val

e01ge[1015(20)]

se adoptă e01=19

Se calculează lungimea de cablu activ care se-nfășoară pe TM cu expresia

LCATM=2∙z∙(lp+05) (430)

Rezultă

LCATM=2∙5∙(18m+05)=185m

Se determină numărul de spire din valul al doilea din cindiția

eequiv e2gtLCA TM+π (e01+1 )∙ D1

π ∙ Dn∙ v=

185 m+π (19+1 ) ∙ 73152∙ 10minus3m

π ∙79104 ∙ 10minus3 m∙3=3097

Se alege pentru e2 o valoare icircntreagă mai mare decacirct cea rezultată din calcul cu 2divide3 spire Ca urmare alegem e2=34 spireAtunci numărul de spire din valul 1 calculat cu relația

e1=e2-1 (431)

70

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

este

e1=33 spire

Icircn primul val activ există un număr de spire obținut din egalitatea

e11=e1-e01 (432)

adică

e11=33-19=14

Numărul de spire care se-nfășoară icircn ultimul val se calculează cu formula

e3=LCA TMminusπ ∙ ( D1∙ e11+D 2 ∙ e2 )

π ∙ D3

(433)

Rezultă

e3=185 mminusπ ∙ (73152 ∙10minus3m ∙14+79104 ∙10minus3 m∙ 34 )

π ∙ 85056 ∙10minus3m=2557

Se observă condiția

e3=2557lte2=34

Se determină lungimea activă a TM folosind relația

LTM=e1 ∙ p+05∙ dc (434)

Rezultă

LTM=33∙ 33+05 ∙ 32=1105 mm

49 Concluzii

Icircn acest capitol se prezintă lanţul cinematic al sistemului de manevră se calculează lanţul cinematic de icircnsumare a puterii motoarelorgrupurilor de acţionare şi calculul coeficienţilor de icircnsumare şi de transmitere a puterii medii a unui motorgrup de acţionare la arborele 1 al lanţului cinematic se icircntocmeşte şi diagrama de ridicare al sistemului de manevră

71

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

CAPITOLUL 5

CONCLUZII

Acest proiect a avut drept scop proiectarea şi exploatarea raţională a troliului de foraj (TF) al sistemului de manevra (SM) al unei instalaţii de foraj (IF) icircn cazul nostru instalaţia de foraj F200 ndash 2DH

Programul din care face parte acesta tema a proiectului este bdquoProiectarea de IF destinate construirii sondelor de petrol şi gaze cu performante ridicate adaptate cerinţelor pieţei mondiale şi exploatares lor raţionalărdquo şi este destinată studenţilor din anul III UPS icircn vedere

icircnsuşirii cunoştinţelor predate la disciplina CCUPS deprinderea activităţilor de proiectare şi proiectare şi de exploatare a utilajului petrolier de schela

prin aplicarea cunoştinţelor de la disciplinele de specialitate

Obiectivele urmărite prin rezolvarea temei propuse consta icircn icircmbunătăţirea construcţiei şi funcţionării TF şi SM prin

reducerea complexităţi mecanice a SM optimizarea funcţionării SM exploatarea raţională a SM

Ca indicaţii economice ce se pretează acestei IF se amintesc următoarele

folosirea eficienţă a puterii a IF reducerea consumului de metal al elementelor TF şi ca urmare obţinerea unei greutăţi specifice

(raportate la unitatea de putere) minime creşterea fiabilităţi componentelor TF şi deci reducerea la minimum a timpului neproductiv al IF

rezultat din defecţiuni

72

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73

CAPITOLUL 6

BIBLIOGRAFIE

1 Parepa S CCUPS Notiţe de curs Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

2 Parepa S CCUPS Notiţe de laborator Universitatea Petrol ndash Gaze din Ploieşti Anul univ 2011 ndash 2012

3 Popovici Al şi colab Calculul şi construcţia utilajului pentru forajul sondelor de petrol Editura Universităţi din Ploieşti 2005

4 Popovici Al Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol Editura Tehnică București - 1989

73