一种旋转导向钻井工具的翼肋驱动机构 【技术领域】
本发明涉及一种石油钻井工具的机构及设计方法，特别是关于一种旋转导向钻井工具的翼肋驱动机构。
背景技术
旋转导向钻井技术在钻大位移井、分支井时具有独特的优越性。旋转导向钻井技术是20世纪90年代发展起来的以旋转导向钻井工具为核心的钻井新技术，可以有效的弥补滑动式导向钻井工具的不足。偏心执行机构是旋转导向钻井系统的核心部件之一，它是旋转导向钻井工具为安装在钻头上方的可控偏心器的井下部分主体。通常导向单元有三个独立调控的翼肋，在液压驱动机构的推靠力作用下可径向伸出翼肋，使翼肋贴紧井壁且不随钻头旋转，可作为钻头的导向控制基准。
旋转导向钻井工具调整井眼井斜和方位的关键之一，是靠三个翼肋的径向不均匀伸出，在底部钻柱组合中形成了一个类似的结构弯角，由此从井壁向钻具及钻头提供了一个侧向支反力即翼肋贴井壁力形成的偏心矢量，迫使钻头按照设定的方向钻进。由此可知，在旋转导向钻井工具中，翼肋的液压驱动机构十分重要。
目前旋转导向钻井工具的翼肋斜面机构，通过经验选取倾斜角为18°～20°，从而得到的推靠力为液压驱动机构的液缸驱动力的1～3倍。由于通常的旋转导向钻井工具所能提供的液缸驱动力只有200～300kg，因此翼肋所能得到的推靠力只有600～700kg左右。根据石油钻井中旋转导向钻井工具的实际工况来看，这种程度的推靠力难以克服井壁对翼肋的反作用力，使翼肋顺利径向伸出。
【发明内容】
针对上述问题，本发明的目的是提供一种可使旋转导向钻井工具获得足够推靠力的旋转导向钻井工具的翼肋驱动机构。
为实现上述目的，本发明采取以下技术方案：一种旋转导向钻井工具的翼肋驱动机构，其特征在于：它包括三个翼肋驱动机构，所述翼肋翼肋驱动机构包括液缸、翼肋和小车滚轮；所述液缸的活塞连接所述小车滚轮的轴，所述翼肋的固定端绞支固定在所述活塞上，另一端为自由端；所述自由端通过斜面与所述小车滚轮相切。
所述斜面的倾斜角α设计方法为：1)根据所述液缸的驱动力P、所述斜面的倾斜角α和所述小车滚轮的摩擦系数f，得到翼肋贴井壁力S
S=(1-ftanα)1+f2tanαP]]>
和所述小车滚轮的行程x＝y/tgα，其中距离y为已知；2)对所述翼肋贴井壁力S和小车滚轮的行程x进行优化，得到最佳的倾斜角α，完成设计。
所述距离y通过由小车滚轮直径和所述翼肋确定。
所述翼肋驱动机构对称地设置在旋转导向钻井工具底部钻柱的非旋转外套上面。
所述斜面的倾斜角α为13度。
本发明由于采取以上技术方案，其具有以下优点：1、本发明通过分析旋转导向钻井工具中翼肋驱动机构的翼肋受力情况，根据力学原理得出翼肋贴井壁力S和液缸驱动力P的比值，以及小车滚轮的行程，因此可通过优化计算得到在相同的液缸驱动力P下，尽可能大的翼肋贴井壁力S。2、本发明将翼肋贴井壁力S和小车滚轮的行程的分析结果用于旋转导向钻井工具的设计中，在翼肋贴井壁力S和小车滚轮的行程中进行权衡考虑，得到翼肋斜面倾斜角最优的设计结果。本发明的倾斜角分析方法和翼肋驱动机构可用于各种旋转导向工具支撑翼肋机构设计及分析。
【附图说明】
图1是本发明的翼肋驱动机构的结构示意图
图2是本发明的翼肋驱动机构的受力分析示意图
图3是本发明的翼肋受力分析示意图
【具体实施方式】
下面结合附图和实施例对本发明地进行详细的描述。
本发明的翼肋机构是实现旋转导向钻井工具的关键之一，它通过控制设置在非旋转外套上的可控翼肋在不同径向方向上的伸出量，来达到控制钻柱轨迹的目的。如图1所示，本发明的旋转导向钻井工具包括三个结构相同的翼肋驱动机构，对称地设置在旋转导向钻井工具底部钻柱的非旋转外套上面，每两个翼肋驱动机构相距120°角。每个翼肋驱动机构均包括液缸1(图中未示出)、翼肋2和小车滚轮3，其中液缸1的活塞11连接小车滚轮3的轴，翼肋2的固定端通过转轴21绞支固定在活塞11上，另一端为自由端。翼肋2的自由端通过斜面22与小车滚轮3相切，斜面22的倾斜角为α。
在旋转导向钻井工具的钻进过程中，液缸1中液压油的压力推动活塞11，小车滚轮3随活塞11的运动而进行直线运动。翼肋2受到来自斜面22的推力后，随着小车滚轮3的直线运动而进行相对于底部钻柱的径向伸缩运动。伸缩运动过程中，翼肋2的固定端在斜面22的推力下围绕转轴21逆时针旋转，翼肋2的自由端径向伸出。由于翼肋2自由端的伸出，改变了旋转导向钻井工具外径的大小，在底部钻柱组合上形成了一个偏离钻柱轴线的与井壁接触的支撑。井壁的支撑是由翼肋驱动机构的三个翼肋的矢量和形成的一个偏心矢量，迫使旋转导向钻井工具的钻头按照设定的方向钻进，与三个翼肋的矢量和方向相同的方向即为设定的钻进方向。
在旋转导向钻井工具的翼肋机构的设计方法中，液缸驱动力P和翼肋贴井壁力S的关系以及小车滚轮3的行程x计算如下：
如图2所示，对于小车滚轮3的受力分析，如不计液缸1内部与活塞11的密封阻力和小车滚轮3的质量力W1，小车滚轮3受到来自活塞11的液缸驱动力P、斜面22的压力N1和摩擦力F1；同时还受到液缸底槽12的支撑力N2和摩擦力F2。设翼肋2与小车滚轮3之间的摩擦系数为f1，液缸底槽12与小车滚轮3之间的摩擦系数为f2。将沿旋转导向钻井工具轴向方向设为x轴，即为小车滚轮3的行程方向；将沿旋转导向钻井工具的底部钻柱组合径向方向设为距离y轴，则有平衡状态下：
翼肋驱动机构轴向的合力∑Fx＝0：
P+F2-N1sinα-F1cosα＝0 (1)
翼肋驱动机构径向的合力∑Fy＝0：
N1cosα-F1sinα-N2＝0 (2)
其中，F1＝N1f1，F2＝N2f2。
如图3所示，对于翼肋2的受力分析，如不计翼肋2的质量力W2，翼肋2受到来自井壁的翼肋贴井壁力S，斜面22受到小车滚轮3的推力N1′和摩擦力F1′。翼肋贴井壁力S与转轴21相距l，推力N1′与转轴21相距m，摩擦力F1′与转轴21相距n。则平衡状态下，翼肋2受力的矢量和为∑M＝0
l(S-N′1(cosα-f2sinα))＝0 (3)
其中，
N′1＝N1 (4)
综合方程(1)～(4)，液缸驱动力P和翼肋贴井壁力S的关系式为：
P/S=(sinα+f1cosα)-f2(cosα-f1sinα)cosα-f1sinα---(5)]]>
由于小车滚轮3对翼肋2和液缸底槽12的摩擦系数相同，为
f1＝f2＝f (6)
则可将方程(5)简化为：
S/P=(1-ftanα)1+f2tanα---(7)]]>
由方程(7)可知，在已知液缸驱动力P、斜面倾斜角α和小车滚轮3对翼肋2和液缸底槽12的摩擦系数f的情况下，可求得翼肋贴井壁力S：
S=(1-ftanα)1+f2tanαP---(8)]]>
同时，可求得小车滚轮3的行程x：
x＝y/tgα (9)
已知，距离y是在井眼空间限制下，由小车滚轮3直径和翼肋2确定的已知量，通过图1可知，距离y的大小为翼肋2的斜面22底部平面到液缸底槽12的垂直距离，本发明的实施例中将距离y确定为23mm。根据机械设计手册可知，小车滚轮3对翼肋2和液缸底槽12的摩擦系数f＝0.06，翼肋贴井壁力S和液缸驱动力P的比值S/P以及小车滚轮3的行程x分别由方程(7)和(9)得出。
通过方程(7)可知，翼肋贴井壁力S只与斜面22的倾斜角α和摩擦系数f有关，且液缸驱动力P已知，因此可通过方程(7)和方程(9)，对翼肋贴井壁力S和小车滚轮的行程x进行优化，得到最佳的倾斜角α，完成设计。
下面通过一个具体的实施例，对本发明的方法进一步说明。
以翼肋2的斜面22的倾斜角α为变量，令倾斜角α分别为19、18、17、13、10度，计算当f＝0.06时，翼肋贴井壁力S与液缸驱动力P的比值S/P，以及小车滚轮3的行程x如表1所示：
表1：当f＝0.06时的S/P以及x的值
倾斜角α，度 S/P 小车滚轮3的行程x，mm 19 2.834 66.8 18 3.007 70.8 17 3.2 75.2 13 4.225 99.6 10 5.592 130.5
从表1可知，当斜面22的倾斜角α从19度降低到10度时，翼肋贴井壁力S与液缸驱动力P的比值S/P，从2.834提高到5.592，但同时小车滚轮3的行程x从66.8mm增加到130.5mm。根据以上对比表明，如把现有旋转导向钻井工具的斜面22的倾斜角α从19度降为10度，翼肋贴井壁力S可以提高近一倍。如液缸力驱动力P为300kg，则在倾斜角α＝19度时的翼肋贴井壁力S仅为850kg；而在倾斜角α＝10度时的翼肋贴井壁力S可达到1680kg。而在这一过程中，小车滚轮3的行程x却增加了近1倍，直接导致旋转导向钻井工具的总体长度增加。因此在对旋转导向钻井工具进行设计时，需要对翼肋贴井壁力S和小车滚轮3的行程x两方面考虑和权衡。在本实施例中，最后经过比较，倾斜角α优选13度，这时的翼肋贴井壁力S可达到1270kg，是液缸驱动力P的4.225倍，比倾斜角α19度时的翼肋贴井壁力S增加了0.5倍，小车滚轮3的行程x＝99.6mm，也增加了0.5倍，尚在可接受的范围之内，满足了工程要求。