1

INTRODUCERE

Instalaţiile de foraj, produse în prezent, acoperă toate adâncimile de foraj necesare pe plan

mondial, asigurând performanțe economice ridicate. Cercetările desfăşurate de specialişti, inginerii

români având o contribuţie apreciabilă în acest domeniu conducând la realizarea unor instalatii de foraj

care corespund cerinţelor forajului atât din punct de vedere al adâncimii cât 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 , frâna auxiliară hidraulică sau electromagnetică

prevăzută cu un cuplaj de mers liber, limitatorul de cursă automat al macaralei cârlig sunt numai o parte

din caracteristicile moderne constructive şi functionale specifice instalațiilor de foraj românesti.

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 înşurubare şi deşurubare a garniturii de foraj;

mecanismul de ridicare este compus din: - geamblac (partea fixă) - macara - cârlig (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 între cârligul fix şi garnitura de foraj mobilă şi permite circulația fluidului de foraj din interior spre sapa;

echipamentul de circulație este format din: - 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 în încărcătorul care face legătura între conducta de refulare şi furtunul de foraj.

- furtunul de foraj mijlocește trecerea fluidului de foraj din incărcător în 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 sapei.

2

1.ALEGEREA TIPULUI DE INSTALAȚIE DE FORAJ 1.1 PROGRAMUL DE CONSTRUCȚIE A SONDEI

Programul de construcție al sondei este prezentat în tabelele 1.1 și 1.2.

Caracterul Sondei 90 Anna este de exploatare a petrolului dintr-un zăcămînt, format din roci

consolidate, de tărie medie (M) și abrazive (A). Debitul zăcămîntului este estimat la cca. 45 t/24 h, ceea ce

corespunde utilizării unei CE cu diametru nominal de 5 in(tabelul 1.3. din Aplicaţia 1).

În conformitate cu studiile geologice realizate în zonă și cu sondele de corelare, forate anterior,

structura traverasată impune folosirea a trei coloane de burlane. Nu este nevoie de coloană de ghidare,

datorită faptului că solul este compact. În intervalul de 1400-2300 m este traverat un zăcămînt de gaze,

ceea ce determina utilizarea unei coloane intermediare I, CI(I), cu burlane cu filete speciale, Butterss (B),

pentru realizarea unei etanșări bune.

Coloanele sunt de tipul întregi, adică tubează puțurile forate pînă la suprafață (“la zi”), ceea ce

înseamnă că lungimea de intoducere este egala cu adîncimea puțului și se calucleaza cu relația (vezi *1.1+):

LCB.j=HCB.j≡HT.j, j=1..4 (1.1)

Adîncimea relativă de tubare se calculează cu relația (vezi *1.1+):

yT.j=

, (1.2)

rezultă că:

LCB,j = yT.j ∙ HM, (1.2`)

LCS/A = yT.1 ∙ HM = 0,13 ∙ 3500 m = 455 m;

LCI(I) = yT.2 ∙ HM = 0,87 ∙ 3500 m = 3045 m;

LCE = yT.3 ∙ HM = 1 ∙ 3500 m = 3500 m;

Lungimea de săpare (Ls) se calculează cu expresia (vezi [1.1]):

Ls≡Ls.j=ΔHCB.j=HCB.j-HCB.j-1, j=1,2,..,nCB, (1.3)

Ls.1 = HCS/A - 0 = 455 m – 0 m = 455 m;

Ls.2 = HCI(I) - HCS/A = 3045 m – 455 m = 2590 m;

Ls.3 = HCE) - HCI(I) = 3500 m – 3045 m = 455 m;

Burlanele sunt construite după normele API (American Petroleum Institut) și au următoarele tipuri de

filete: Scurt (S), pentru CS/A, Butteress (B), pentru CI(I), și Lung (L), pentru CE.

Măsura diametrului mufei pentru fiecare coloană se preia din STAS 875-86 conform tabelului 1.4 din

[Aplicaţia 1]

Spațiul inelar pentru fiecare CB, δCB.j, se calculează cu expresia de definiție (vezi *1.1+):

δCB.j =

(DS.P.j-DM.CB.j) (1.4)

unde DS.P.j – diametrul sapei j; DM.CB.j - diametrul maxim al mufei CB de ordin j (valorile se iau din tabelul

1.4 *Aplicaţia 1]).

3

δCS/A =

(DS.P.1-DM.CB.1)=

(346,1 mm – 285,7 mm) = 30,2 mm;

δCI(I) =

(DS.P.2-DM.CB.2)=

(250,8 mm – 206,4 mm) = 22,2 mm;

δCE =

(DS.P.3-DM.CB.3)=

(165,1 mm – 141,3 mm) = 11,9 mm;

Comparînd măsurile obținute prin calcul, concentrate în tabelul 1.2, cu cele recomandate δCB.r,

precizate în [1.1], tabelul 1.2, se constată că există o corespondență bună, ceea ce permite cu certitudine,

în condiții cunoscute de lucru, introducerea fără dificultăți a CB la adîncimea stabilită și realizarea, prin

operația de cimentare primară, a unei izolări perfecte a straturilor ce conțin fluide de natură și măsuri ale

presiunii diferite.

Rația spațiului inelar este spațiul inelar raportat la diametrul găurii forate, considerate egal cu

diametrul sapei și se calculează cu relația (vezi *1.1+):

RCB=

, (1.5)

RCS/A =

=

= 0,087;

RCI(I)=

=

= 0,088;

RCE =

=

= 0,072;

O altă mărime prin care se apreciază reușita oprațiilor de tubare a puțului și de cimentare a coloanei

de burlane este coeficientul de spațiu inelar, definit astfel (vezi [1.1]):

CSI.CB=

, (1.6)

CSI.CS/A =

=

= 0,211;

CSI.CI(I) =

=

= 0,215;

CSI.CE =

=

= 0,168;

Valorile obținute pentru rația spațiului inelar și coeficientului de spațiu inelar se compară cu cele

recomdate, precizate în [1.1].

După tubarea puțului forat și cimentarea coloanei respective, pentru continuarea forajului, se

introduce garnitura de foraj în această coloană. Pentru a fi posibil acest lucru, este necesar să existe un

joc minim (δi.m.CB.j-1) între sapă și peretele interior al burlanului cu diametrul interior minim (Di.m.CB.j-1), deci

cu grosimea maximă de perete, sB.M.j≡sM.CB.j. Măsura lui Di.m.CB.j-1, folosind grosimea maxima de perete (sB.j-

1.M), prevăzută în diagramele de tubare se folosește relația (vezi [2](Aplicaţia 1)):

Di.m.CB.j-1 = DCB.j-1 – 2∙sB.j-1.M, (1.7)

4

Di.m.CS/A = DCS/A – 2∙sB.1.M= 273,05 mm – 2∙8,89 mm = 255,27 mm;

Di.m.CI(I) = DCI(I) – 2∙sB.2.M= 193,675 mm – 2∙12,7 mm = 168,275 mm;

Jocul interior minim al CBj-1 este definit cu următoare relație (vezi *1.1+):

δi.m.CB.j-1=

(Di.m.CB.j-1 – DS.P.j), (1.8)

δi.m.CS/A =

(Di.m.CS/A – DS.P.2) =

(255,27 mm – 250,8 mm) = 2,235 mm;

δi.m.CI(I) =

(Di.m.CI(I) – DS.P.3) =

(168,275 mm – 165,1 mm) = 1,6 mm;

5

Fig 1.1 a) -Schema de principiu a instalatiei de foraj Fig 1.1 b) - profilul Sondei 90 Anna

6

TABELUL 1.1. Informații generale despre Sonda 90 Anna

1 Sondă 90

2 Numele Anna

3 Caracter Exploatare petrol

4 Debit estimat cca. 45 t/24 h

5 Adîncimea proiectată (HM) 3500 m

6 Programul de tubare 103/4 in 455 m; 75/8 in 3045 m; 5 in 3500 m

7 Tipul instalaţiei de foraj

TABELUL 1.2. Programul de construcție a Sondei 90 Anna

j CB

HCB.j

= LCB.j, m

LS,

m yT.j

DCB.j, in

(mm)

Tip burlane

și ÎF

DM.CB.j,

mm

Sapă cu trei conuri Di.m.CB.j-1

mm

δi.m.CB.j-1

mm

δCB.j,

mm

δCB.r,

mm RCB.j RCB.r CSI.CB.j CSI.CB.r

DS.Pj in

(mm) Tipul sapei ÎFU-C

1 CS/A 455 455 0,13 10

3/4

(273,05) API S

285,7 13

5/8

(346,1) S-13

5/8J

85/8

REG

- - 30,2 30-35 0,087 0,06- 0,09

0,211 0,137- 0,220

2 CI(I) 3045 2590 0,87 7

5/8

(193,67) API B

206,4 9

7/8

(250,8) SM-9

7/8J

75/8

REG

255,27 2,235 22,2 20,2-23,2

0,088 0,06- 0,09

0,215 0,137- 0,220

3 CE 3500 455 1 5

(127) API

L 141,3

61/2

(165,1) M-6

1/2

DGJ 3

1/2

REG 168,275 1,6 11,9 10-15 0,072

0,06 -0,09

0,168 0,137-0,220

7

1.2 DETERMINAREA PROFILURILOR COLOANELOR DE BURLANE ȘI A GREUTĂȚII FIECĂREI COLOANE

Determinarea profilului unei coloane de burlane de oridinul j (CBj) din componența sondei înseamnă

determinarea structurii ei, reprezentate de:

- numărul de tronsoane de burlane (nt.j);

- lungimea fiecărui tronson de burlane (lB.i, i=1,2..,nt.j);

- numărul de burlane din fiecare tronson (NB.i, i=1,2,..,nt.j);

- clasa de rezistență a oțelului din care se confecționează burlanele din fiecare tronson (CB.i);

- grosimea de perete a corpului burlanului din fiecare tronson (sB.i, i=1,2,..,nt.j);

- masa unitara (m1.B.i) și greutatea unitară a burlanelor care compun fiecare tronson (qB.i, i=1,2,..,

nt.j);

Stabilirea structurii/componenței CB se face in funcție de sollicitările burlanelor de la adîncimea la

care acestea sunt amplasate în cadrul coloanei. Se consider cele două solicitări principale ale CB: de

tracțiune, datorită greutății proprii aparente (Ga), și de compresiune radială și circumferențială, datorită

presiunii exterioare a fluidului de foraj (pe.f).

Profilul/structura unei CB care echiprează sonda se face cu ajutorul diagramei de tubare. Datele sunt

colectate în următoarele tabele:

TABELUL 1.3. Caracteristicile CI(I), de 75/8 in , cu filet B, din componența Sondei 90 Anna

CB.2 ≡ CI(I); DCI(I) = 75/8 in; tip ÎF: API, B; HT.2 = 3045 m; ρf = 2,00 kg/m3; nt.2= 8

i 1 2 3 4 5 6 7 8

Li-1, m 0 180 620 980 1310 1720 2240 2700

Li, m 180 620 980 1310 1720 2240 2700 3045

lB.i, m 180 440 360 330 410 520 460 345

CB.i N80 N80 N80 N80 N80 N80 P110 P110

sB.i, m 10,92 8,52 8,33 9,52 10,92 12,70 10,92 12,70

m1.B.i, kg/m 58,09 44,23 39,32 50,19 58,09 63,75 67,47 70,16

qB.i, N/m 569,862 433,896 385,729 492,363 569,862 625,387 661,88 688,269

GB.i, kN 107,435 190,914 138,863 162,480 233,644 325,201 304,465 237,453

GCB. ,kN 1700,455

TABELUL 1.4. Caracteristicile CE, de 5 in, cu filet L, din componența Sondei 90 Anna

CB.3 ≡ CE; DCE = 5 in; tip ÎF: API, L; HT.1 = 3500 m; ρf = 1,25 kg/m3; nt.3= 5

i 1 2 3 4 5

Li-1, m 0 100 600 1640 2520

Li, m 100 600 1640 2520 3500

lB.i, m 100 500 1040 880 980

CB.i P110 N80 J55 N80 P110

sB.i, m 7,52 7,52 7,52 7,52 7,52

m1.B.i, kg/m 34,56 31,87 26,81 31,87 34,56

qB.i, N/m 339,033 312,644 263,006 312,644 339,033

GB.i, kN 33,903 156,322 273,526 275,172 332,252

GCB. ,kN 1071,175

8

Datele din tabel au următoarele semnificații:

- Lungimea coloane (Li);

- Lungimea tronsonului respectiv de burlane lB.i, conform relației (vezi *1.1+):

lB.i = Li – Li-1, (1.9)

- Clasa de rezistență a oțelului din care se confecționează burlanele din fiecare tronson (CB.i);

- Grosimea de perete a corpului burlanului din fiecare tronson (sB.i, i=1,2,..,nt.j);

- Masa unitara (m1.B.i);

- Greutatea unitară a burlanelor care compun fiecare tronson (qB.i, i=1,2,.., nt.j) și se calculează

cu relația (vezi *1.1.+):

qB.i = m1.B.i g, i=1,2,..,nt.j, (1.10)

- Greutatea fiecărui tronson de tubare, definit cu relația (vezi [1.1]):

GB.i = qB.i lB.i, i=1,2,..,nt.j, (1.11)

- Greutatea CB respective (de rodinul j), conform relației (vezi [1.1]):

GCB.j = ∑

, (1.12)

Calculele se efectuează conform relațiilor preyentate mai sus.

Calculele pentru Tabelul 1.3.

Greutatea unitară a burlanelor (qB.i, i=1,2,.., nt.j), cu relația (1.10):

qB.1 =58,09 kg/m∙9,81 m/s2 =569,862 N/m

qB.2 =44,23 kg/m∙9,81 m/s2 = 433,896 N/m

qB.3 =39,32 kg/m∙9,81 m/s2 = 385,729 N/m

qB.4 =50,19 kg/m∙9,81 m/s2 = 492,363 N/m

qB.5 =58,09 kg/m∙9,81 m/s2 = 569,862 N/m

qB.6 =63,75 kg/m∙9,81 m/s2 = 625,387 N/m

qB.7 =67,47 kg/m∙9,81 m/s2 = 661,88 N/m

qB.8 =70,16 kg/m∙9,81 m/s2 = 688,269 N/m

Greutatea fiecărui tronson de tubare (GB.i i=1,2,...,nt.j), cu relația (1.11):

GB.1=569,862 N/m∙180 m =107435,16 N = 107,435 kN

GB.2=433,896 N/m∙440 m =190914,24 N = 190,914 kN

GB.3= 385,729 N/m∙360 m =138862,44 N = 138,863 kN

GB.4= 492,363 N/m∙330 m = 162479,79 N = 162,480 kN

GB.5= 569,862 N/m∙410 m = 233643,42 N = 233,644 kN

GB.6= 625,387 N/m∙520 m = 325201,24 N = 325,201 kN

GB.7= 661,88 N/m∙460 m = 304464,8N = 304,465 kN

GB.8= 688,269 N/m∙345 m = 237452,8 N = 237,453 kN

Greutatea CB respective (GCB.j), cu relația (1.12):

GCB.j=107,435 kN + 190,914 kN + 138,863 kN + 162,480 kN + 233,644 kN + 325,201 kN +

+ 304,465 kN + 237,453 kN = 1700,455 kN

Calculele pentru Tabelul 1.4.

Greutatea unitară a burlanelor (qB.i, i=1,2,.., nt.j), cu relația (1.10):

9

qB.1 = 34,56 kg/m∙9,81 m/s2 = 339,033 N/m

qB.2 = 31,87 kg/m∙9,81 m/s2 = 312,644 N/m

qB.3 = 26,81 kg/m∙9,81 m/s2 = 263,006 N/m

qB.4 = 31,87 kg/m∙9,81 m/s2 = 312,644 N/m

qB.5 = 34,56 kg/m∙9,81 m/s2 = 339,033 N/m

Greutatea fiecărui tronson de tubare (GB.i i=1,2,...,nt.j), cu relația (1.11):

GB.1= 339,033 N/m∙100 m = 33903,3 N = 33,903 kN

GB.2= 312,644N/m∙500 m = 156322 N = 156,322 kN

GB.3 = 263,006N/m∙1040 m = 273526,24 N = 273,526 kN

GB.4= 312,644 N/m∙880 m = 275126,72 N = 275,172 kN

GB.5= 339,033 N/m∙980 m = 332252,34 N = 332,252 kN

Greutatea CB respective (GCB.j), cu relația (1.12):

GCB.j = 33,903 kN + 156,322 kN + 273,526 kN + 275,172 kN + 332,252 kN = 1071,175 kN.

1.3 ALEGERE SAPEI PENTRU FORAJUL PUȚULUI DE EXPLOATARE

S-au ales sape cu trei conuri, conform STAS 328-86.

Alegerea măsurii diametrului nominal al sapei se face astfel încît aceasta să poată realiza, prin foraj,

spaţiul inelar impus de diametrul nominal al CB care tubează puţul respectiv şi de condiţiile de sondă, şi,

de asemenea, să poată trece prin CB anterioară, prin burlanele cu diametrul interior minim(1... jCBmiD ),

asigurind un joc minim (δi.m.CB.j-1).

Se alege sapa utilizată pentru forajul puțului de exploatare. Conform studiilor geologice, informațiilor

de la sondele de corelare și, de asemenea, informațiilor obținute prin carotaj, depozitul de roci care

trebuie traversat este constituit din roci medii și abrazive (MA). Această sapă trebuie să foreze o gaură

care să fie tubată cu o coloană de 5 in = 127 mm. Pentru reușita operației de cimentare se recomantă

(conformf [1.1], tabelul 1.2) un spațiu inelar recomandat cu măsura:

δCE.r = 15 mm

De asemenea, conform [1.1], δCE se poate aprecia cu expresia de forma:

δCE (1.13)

şi se obţine:

δCE 0,12 127 mm = 15,24mm 15mm

Se constată că cele două măsuri sunt apropiate. Atunci, folosind expresia:

DS.PE = DM.CE + 2∙δCE.r,

rezultă:

DS.PE = 141,3 mm + 2∙15 = 171,3 mm.

Dar, sapa trebuie să treacă prin interiorul coloanei anterioare de 75/8 in (193,675 mm). Această

coloană fiind introdusă la adîncimea de 3045 m, rezultă din diagrama de tubare că ultimul său tronson

trebuie să fie alcătuit din burlane cu grosimea maximă de perede de 12,70 mm. Deci diametrul interior

minim al coloanei intermediare I (CI(I)), de 75/8 in, este calculate cu relația 1.7:

Di.m.CI(I) = DCI(I) – 2∙sB.2.M= 193,675 mm – 2∙12,7 mm = 168,275 mm;

Folosind tabelul 4 din lucrarea de laborator “Construcţia sapei cu role şi uzarea ei”, se observă că se

poate alege o sapă cu diametrul nominal de 61/2 in (165,1 mm), cu ajutorul căreia se realizează spațiul

inelar cu măsura recomandată (relația 1.4):

10

δCE =

(DS.P.4-DM.CB.4)=

(165,1 mm – 141,3 mm) = 11,9 mm;

și poate trece prin tronsonul cu diametrul interior minim al CI(I), jocul interior minim (relația 1.8):

δi.m.CI(I) =

(Di.m.CI(I) – DS.P.3) =

(168,275 mm – 165,1 mm) = 1,6 mm;

Deci, alegerea diametrului nominal al sapei s-a făcut corect.

Se alege varianta constructivă de sapă cu diametrul de 61/2 in (165,1 mm) necesară pentru roci M.

Sapă cu dinți din oțel, avînd contraconul întărit și prin șifturi din carburi metalice sinterizate (D), cu lagăre

cu alunecare, etanșe (G), și cu spălare exterioară, cu fluid de foraj (cu jet) (J).

Fig.1.2. Schema de ansamblu a unei sape cu trei role

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 conform

11

codificaţiei 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 pătrundere/alunecare 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 – dinţi lungi cu alunecare importantă a rolelor; roci medii – dantură mai scurtă şi mai numeroasă, alunecare redusă; roci tari şi extra-tari – dinţii sunt înlocuiţi cu inserţii din carburi metalice (TC – tungsten carbide), alunecarea rolelor este foarte redusă (chiar nulă).

1.4. ALEGEREA TIPODIMENSIUNII DE PRĂJINI GRELE ȘI CALCULUL LUNGIMII ANSAMBLULUI DE

ADÎNCIME.

Prăjinile grele PG, pentru foraj au rolul de a realiza forța de apăsare pe sapă (Fs). Ele fac parte din

ansamblul de adîncime (An.Ad.) al Gar.F.

Rolul ansambului de adîncime este de a realiza forța de apasare pe sapa. Ca urmare, lungimea

ansamblului de adîncime (LAn.Ad) se determină din condiția asigurarii forței de apăsare pe sapă necesară în

timpul forajului. Forța de apăsare pe sapă (Fs) se obține prin lăsarea pe sapă a unei părţi din greutatea

An.Ad., masurată în fluid de foraj.

Fig. 1.3 Prajina grea circulara (PGC)

Pentru forajul puțului de exploatare al sondei 90 Anna, se utilizează sapa cu trei role de tipul M-61/2

DGJ, cu diametrul nominal 165,1 mm.

Deci Ds = 61/2 ”= 165.1 mm .

Se alege prajina grea circulară (PGC), care este tipul uzual. Se poate alege PG supradimensionată, cu

DPG/DS = 0,89. Folosind relația de mai jos se poate calcula (vezi. [2]Aplicaţia 3)

DPG = Ds – 25 (1.14)

DPG = 165,1 mm - 25mm = 140,1mm

Din tabelul 3 *Aplicaţia 3] se alege valoarea standardizată DPG=135 mm. Din tabelul 1 (conform[2]

Aplicaţia 3) se alege măsura standartizată a diametrului nominal, DPG=152,4 mm, DPG.i= {57,2; 71,5} mm ,

cu m1.PG = {123,4; 111,5}kg/m.

Rezultă (cf [3.1]): DPG/DS = 0,9230 0,89

Ceea ce este în acord cu tipul PG supradimensionată recomandată pentru formațiunile fără pericol

de prindere.

12

Se calculeaza greutatea unitara cu formula (vezi[2]Aplicaţia 3):

qPG = m1.PG∙g (1.15)

- pentru DPG. i= 57,2 mm

qPG = 123,4

9,81

= 1210,554

= 1,211

- pentru DPG.i = 71, 5mm

qPG = 111,5

9,81

= 1093,815

= 1,094

Se calculează coeficientul pierderii de presiune din interiorul PG cu expresia (vezi[2]Aplicaţia 3):

PG.i= 5

.

.

2

8

iPG

iPG

D

(1.16)

- pentru DPG. i= 57,2 mm:

PG.i =

=2,6475 104 m-5;

- pentru DPG.i = 71, 5mm:

PG.i =

=0,8675 104 m-5;

Dacă se alege măsura mai mică a diametrului interior, atunci lungimea An.Ad va fi mai mică, dar

fără să se evite fenomenul de flambaj, deoarece această lungime este mai mare decît lungimea critică ed

flambaj *vezi Aplicaţia 4+. De aceea, se preferă alegerea măsurii mai mari a diametrului interior pentru ca

pierderile de presiune care se produc la curgerea fluidlui de foraj să fie mai mici. Deci, conform tabelului

1, se alege PG cu:

Diametrul

exterior,

D

(DPG)

Diammetrul

interior,

d

(DPG,i)

Tipodimensiunea

imbinarii filetate cu

umar

(IFU)

Diametrul

fetei de

etansare,

DF

Masa

aproximativa

Momentul

de

insurubare

recomandat

(min.)

i

mm in mm in mm mPG,

kg

m1.PG ,

kg/m

Nm

152,4 6 71,5 213/16 NC44 144,44 1030 111,5 24400 2,84

Se observă ca I = 2,84 > iop t= 2,5 , ceea ce înseamnă că îmbinarea filetată cu umăr a PG asigură o

rezistență mare la oboseală în secțiunile sale critice.

1.5 VERIFICAREA LA FLAMBAJ A ANSAMBLULUI DE PRĂJINI GRELE ȘI DETERMINAREA COMPONENȚEI

ANSAMBLULUI DE ADÎNCIME

1.5.1 Calculul lungimii ansamblului de prăjini grele

13

sincos1

.

a

o

f

PGL

SPGAn

qc

FL

Lungimea ansamblului de PG ( PGAnL . ) se determină din condiţia asigurării forţei de apăsare pe

sapă necesare în timpul forajului, folosind relaţia (1.17) (vezi[2] Aplicaţia 4.), în care densitatea fluidului

de foraj ( ) şi forţa de apăsare pe sapă se calculează cu expresiile empirice (1.18), (1.19) indicate în

Aplicaţia 4

Se cunosc urmatoarele date: HM = HT.3 = 3500m; DS = 61/2 in = 165,1mm; DPG = 6 in = 152,4mm;

DPG.i=213/16 in = 71,4 mm; ÎFU de tipul NC 44; m1.PG=111,5kg/m; Mî.r=24.4 kNm; i=2,84.

Lungimea ansamblului de PG se calculeaza cu relatia (vezi [1.1]):

(1.17)

unde f - este densitatea fluidului de foraj , o - densitatea oțelului(7,850t/m3), qPG – greutatea unitară a

PG, cL – coeficientul lungime, cL=0,85, Fs – forța de apăsare pe sapă, - unghiul mediu de deviere al

sondei fața de verticala =3, coeficient de frecare dintre ansamblul de PG şi peretele puţului

u

Densitatea fluidului de foraj se poate aprecia cu expresia empirică (vezi[2]Aplicaţia 4):

ρf = 1,25 + 0,25∙ln(HM∙10-3) (1.18)

pentru HM = 3500m avem:

ρf = 1,25 + 0,25∙ln(3500∙10-3) t/m3= 1,56 t/m3

Din condiții tehnologice se impune ρf = 1,5 t/m3.

Greutatea unitară a PG se determină cu formula [vezi 1.1]:

Se obţine:

qPG = 111,5

9,81

= 1093,815

= 1,094

Forța de apăsare pe sapă se apreciază cu relația empirică (vezi[2]Aplicaţia 4):

FS = (0,3 + 7,5 ∙ 10-5

∙ H) ∙DS (1.19)

unde [H] = m, [Ds] = mm și [Fs] = kN, se obține:

FS = (0,3 + 7,5 ∙ 10-5

∙ 3500) ∙165,1 kN = 92,87 kN

Se calculează lungimea ansamblului de PG cu expresia (1.17):

LAn.PG =

(

)

= 125,6 m

Se determină numărul de PG cu relația (vezi[2]Aplicaţia 4):

nPG =

(1.20)

14

unde lPG – lungimea unei PG (9 m).

nPG =

= 13,95;

Se alege nPG = 14 și rezultă LAn.PG:

LAn.PG = 14∙ 9 =126 m.

Se recalculează coeficientul de lungime al An.PG:

cL =

(

)

= 0,847 m,

și se constată că valoarea lui se găsește în domeniul recomandat (vezi*1.1+), adică [0,70;0,85].

1.5.2. VERIFICAREA LA FLAMBAJ A ANSAMBLULUI DE PG

Se determină greutatea aparentă ( ), apoi momentul geometric axial al secţiunii

transversale a PG ( ), cu ajutorul expresiilor preluate din*1+. Rezultatele obţinute le folosim pentru

calculul lungimii critice a porţiunii din An.PG supuse la compresiune (care participă la realizarea lui ),

conform*1+. Comparăm lungimea supusă la compresiune a An.PG ( ) cu lungimea critică de

flambaj ( ). În situaţia în care se constată că există posibilitatea de producere a fenomenului de

flambaj, se adoptă varianta de alcătuire a ansamblului de adăncime cu patru stabilizatori, cu amplasarea

optimă a acestora în funcţie de si de (vezi [1]).

Lungimea supusă la compresiune a An.PG este cL∙LAn.PG , adică:

cL∙LAn.PG = 0,847∙126 m 106,722 m

Se calculează lungimea critică de flambaj a An.PG cu formula următoare (vezi *1+):

LAn.PG.cr=cf √

, (1.21)

Expresia de sub radical, adică:

V PG=

,

(1.22)

se numește volum de rigiditate la gravitație. Unde:

cf - este coeficientul de flambaj(cf=1,7 conform lui N.Pârvulescu); E – modulul de elasticitate al

materialului (E=2,1 1110 Pa); IPG – momentul geometric axial; qa.PG – greutatea unitara aparenta a PG.

Momentul geometric axial se calculează cu formula cunoscută:

IPG=

(

) (1.23)

Având in vedere forma secțiunii transversal a PG (coloană circulară). Rezultă:

IPG=

=2519,6595 cm4 =2,5196595 10-5m4 .

Greutatea unitară aparentă a PG se determină cu formula:

15

qa.PG=qPG (1-

), (1.24)

Se obține:

qa.PG= 1,094

(1-

)=0,885

.

Măsura volumului de rigiditate la gravitație al PG este:

V PG=

=5,978 103 m3.

Rezultă imediat măsura lungimii critice de flambaj a An.PG:

LAn.PG.cr =1,7 √ =30,853 m 31 m,

Compariîd aceasta măsură a lungimii critice de flambaj a An.PG cu aceea a lungimii porțiunii din

An.PG supuse la compresiune, se constată:

mLmLc crPGAnPGAnL 31722,106 ...

ceea ce înseamnă că An.PG flambează/își pierde stabilitatea sub acțiunea forței de apăsare pe sapă.

Având în vedere efectele nefavorabile ale acestui fenomen asupra procesului de foraj, ca și asupra

durabilitații prăjinilor grele, trebuie să se ia măsuri pentru evitarea lui. O măsură practică este utilizarea

unor elemente de stabilizare a An.PG, ca de exemplu stabilizatori. Astfel, se folosesc patru stabilizatori

(St), amplasați între PG, la diferite distanțe, în conformitate cu măsura forței de apăsare pe sapă și cu

unghiul mediu de deviere de la vertical a puțului. Din *1+, tabelul 1.4, se obține următorul aranjament

pentru cei patru stabilizatori: deasupra sapei se montează un corector-stabilizator (cu role), la distanța de

0,9 m față de sapă, apoi la distanțele de 5,2 m, 16,2 m și , respectiv, 26,2 m, tot față de sapă, se

montează, intercalate între prăjini grele, al doilea, al treilea și, respectiv, al patrulea stabilizator.

1.6 ALEGEREA TIPODIMENSIUNII DE PRĂJINI DE FORAJ ȘI CALCULUL LUNGIMII ANSAMBLULUI SUPERIOR

AL GARNITURII DE FORAJ

Garnitura de foraj clasică reprezintă un ansamblu de elemente tubulare, îmbinate prin filete, care

permite transmiterea de la suprafață la sapă a energiei mecanice de rotație și circulația fluidului de foraj.

ALEGEREA PRAJINILOR DE FORAJ

A alege prăjinile de foraj(PF), înseamna a stabili cîteva criterii:

- tipul PF;

- diametrul nominal( ) și grosimea de perete ;

- clasa de rezistență;

- clasa de uzură;

- intervalul de măsuri ale lungimii.

16

Diametrul nominal al PF reprezintă diametrul exterior al corpului. Diametrul nominal al PF se

alege în funcție de diametrul sapei, măsurile orientative fiind date de urmatoruil table (conformf. [1]):

Ds, mm 150-170 150-200 175-225 200-250 225-300 >250

DPF, mm(in) 88,9(31/2) 101,6(4) 114,3(41/2) 127(5) 139,7(51/2) 168,3(65/8)

Se aleg prăjini de foraj cu racorduri speciale sudate (RSS).

Fig.1.4. Prăjini de foraj cu racorduri speciale RSS

Pentru forajul puțului de exploatare al sondei 90 Anna, se alege sapa cu trei role de tipul M-61/2

DGJ. Ca urmare vom avea:

DP F= 4 in = 101,6mm

Se presupune că mediul din sondă este acid, se alege grad E-75, tipul îngroșării capetelor PF: EU.

Pentru acest tip de sapa, va rezulta:

- mkgm PF /7,23.1 (masa unitară a PF cu racorduri);

- mmsPF 38,8 (grosimea de perete);

- mmD iPF 8,84. (diametrul interior);

- MPap Le 3,78. (presiunea exterioară limită, d.p.d.v. al curgerii materialului corpului PF);

- MPap Li 7,74. (presiunea interioară limită, d.p.d.v. aș curgerii materialului corpului PF);

- kNF Lct 1260.. (forța de tracțiune limită, d.p.d.v. al curgerii materialului corpului PF);

- kNmM Lt 58,31. (momentul de torsiune limită, d.p.d.v. al curgeri materialului corpului PF);

- tipodimensiunea IFU a RSS: NC 46 (4IF);

- solicitarile care duc la llimita de curgere a RSS:

- kNF LRSt 4009.. (forța de tracțiune limită, d.p.d.v. al curgerii materialului RSS);

17

- M kNmLRSi 28,45.. (momentul de înșurubare limită, d.p.d.v. al curgerii materialului RSS);

- kNmM ri 35,23. (momentul de înșurubare recomandat).

Se alege lungimea PF cu măsura în intervalul II: mlPF 9

Se calculeaăa aria secțiunii transversale a corpului PF:

APF=

(

- ) , (1.25)

22222 246049,24598,846,1014

mmmmmmAPF

Se determină modulul de rezistență polar al secțiunii transversale a corpului PF:

Wp=

, (1.26)

[ (

) ]

Rezultă:

[ (

) ]

Lungimea ansamblului superior utilizat pentru forajul puțului de exploatare se determina cu

expresia: LAn.S=HM-LAn.PG. (1.27) Rezultă:

LAn.S=3500 m – 126 m = 3374 m. Se calculează numărul de PF:

nPF=

. (1.28)

Se obţine:

88,3749

3374

m

mnPF

Se alege nPF = 375 si se recalculeaza lungimea AnS: LAn.S = 375 ∙ 9 m = 3375 m

1.7 ALEGEREA PRĂJINII DE ANTRENARE

Prăjina de antrenare (PA) are rolul de a transmite mișcarea de rotație de la masa rotativă (MR) la

garnitura de foraj (Gar.F), fiind caracterizată printr-o secțiune transversală cu conturul exterior poligonal

(pătrat sau hexagonal) și o gaură circulară, axială, pentru trecerea fluidului de foraj de la capul hidraulic

(CH) la prăjinile de foraj (PF), în cazul circulației directe.

Alegerea prăjinii de antrenare înseamna alegerea:

- tipului d.p.d.v. al semifabricatului, al conturului exterior al secțiunii transversale din porțiunea de antrenare și al variantei constructive;

- dimensiunii nominale; - tipo-dimensiunilor îmbinărilor filetate superioare și inferioare.

Prăjinile de foraj se îmbina la partea superioară cu capul hidraulic, prin intermediul unei reducții

de legatură cep-cep, iar la partea inferioară cu racordul special al prăjinii de foraj, cu ajutorul unei reducții

de legatură mufă-cep.

18

Se preferă alegerea unei prăjini de antrenare forjate, deoarece nu necesită reducţii de legatură

proprii, așa cum este cazul prăjinii laminate.

Fig. 1.5 Prajina de antrenare

Alegem o prajină de antrenare forjată, pătrată, avînd elementul de îmbinare superioară de tipul

mufă, cu filet stînga, de tipul 65/8 REG, pentru asamblarea cu reducție cap hidraulic(RLCH). Pentru

ansamblul superior al garniturii de foraj s-a stabilit că se ia prăjini de foraj de 4 in, cu racorduri speciale

sudate(RSS), cu E și tipodimensiunea IFU NC 46. Ca urmare, conform tabelului 1, se alege prăjina de

antrenare în varianta constructivă 1(standard) cu dimensiunea nominală de 41/4 in(108mm). Se folosește o

RLPA dreapta, de tipul mufa(NC46)-cep(NC46).

Nr.

varianta

IFU IFU PA Tip RLPA PA

RLCH RLRSS Sup. Inf. DPA, Mm (in)

DPA.i, mm

a, mm

lPA,

m mPA, kg

1 Cep, 65/8 REG

Mufă, NC46

Mufă, 65/8 REG

Cep, NC46

A (dreapta)

NC46-NC46

108 (41/4)

71,4 108 12,192 800

1.8 ALEGEREA TIPULUI DE INSTALAȚIE DE FORAJ

În 1.2 s-a determinat greutatea fiecărei coloane de burlane, și anume:

GCI(I) = 1700,455 kN; GCE = 1071,175 kN.

Rezultă cea mai grea CB:

GCB,M = max{GCI(I), GCE}, (1.29)

adică

GCB,M = max{1700,455 kN; 1071,175 kN} = 1700,455 kN = GCI(I).

Conform 1.4, s-au ales pentru forajul puțului de exploatare PG cu DPG = 6” = 152,4 mm; DPG.i= 71,5

mm , cu m1.PG = 111,5 kg/m; qPG = 1,094 kN/m. Pe baza calculelor de mai sus s-a obținut LAn.PG = 126 m.

19

Se determină greutatea An. PG cu expresia:

GAn.PG = qPG∙LAn.PG = 1,094 kN/m∙126 m = 137,884 kN.

Din calculele de mai sus a rezultat că An.S folosit pentru forajul puțului de expploatare este

format din PF, confecționate din oțel grad E-75, cu EU , DPF = 4 in = 101,6 mm, sPF = 8,38 mm, m1.PF = 23,7

kg/m și LAn.S = 3375 m.

Se calculează greutatea unitară a PF, folosind formula

qPF = m1.PF ∙ g (1.30)

Astfel, rezultă

qPF = 23,7 kg/m ∙ 9,81 m/s2 = 232,5 N/m

Se calculează greutatea An.S cu expresia

GAn.S = qPF ∙ LAn.S (1.31)

și rezultă:

GAn.S = 232,5 N/m ∙ 3375 m = 784687,5 N = 784,6875 kN

Greutatea Gar.F se obține însumînd greutatea An.PG șo greutatea An.S:

GGar.F = GAn.PG + GAn.S (1.32)

Se obține:

GGar.F = 137,884 kN + 784,6875 kN = 922,571 kN

Se consideră că cea mai grea Gar.F este garnitura utilizată pentru forajul puțului de exploatare.

Deci,

GGar.F.M = 922,571 kN

Alegerrea IF se face pe baza sarcinii nominale de la cîrlig și a tipului de acționare. Instalațiile de

foraj construite în România se nominalizează după sarcina maximă utilă. Această sarcină poate fi

determinată fie de sarcina maximă utilă la tubare, fie de sarcina maximă de degajare (a celei mai grele

Gar. F):

F’ M = max {F’M.T; F’M.D} (1.33)

Sarcina maximă utilă la tubare se calculează cu relația (conformf. [1]):

F‘ M.T = GCB.M (1-

) (1+

)+ (1+

)

],

(1.34)

În care GCB.M este greutatea celei mai grele CB, ρf – densitatea fluidului de foraj, ρo – densitatea otelului,

kr(M) – coeficientul care ține seama de freacarea între Gar.F sau CB și peretele puțului și fluidul de foraj, la

ridicare, km.f(M) – coeficientul de masă al fluidului de foraj din interiorul Gar.F sau CB și al fluidului aderent

de peretele exterior al acesteia, ac(M) – accelerația mișcării cârligului. Coloana fiind considerată plină cu

20

fluid de foraj cu aceeași măsură a densității ca si aceea din interiorul puțului forat, coeficientul km.f(M) se

determina cu formula (vezi [1]):

km.f(M)=

(1+

)

∑

-1], (1.35)

unde DCB reprezintă diametrul nominal al CB, LCB – lungimea CB, nt.CB – numărul de tronsoane ale CB, lj –

lungimea tronsonului, kDi.j- coeficientul diametrului interior al burlanelor (Di.B.j),

kDi.j=

, (1.36)

sf.a – grosimea stratului de fluid de foraj aderent de peretele exterior al CB.

Pentru CI(I), de 75/8 in, avem următoarele:

DCI=75/8 in=193,675 mm,

nt.CI=8,

sB.j={10,92; 8,52; 8,33; 9,52; 10,92; 12,7; 10,92; 12,7} mm,

Di.B.j={174,835; 179,635; 180,015; 177,635; 174,835; 171,275; 174,835, 171,275} mm,

kDi.j={0,903; 0,927; 0,929; 0,917; 0,903; 0,884; 0,903; 0,884},

lj={180; 440; 360; 330; 410; 520; 460; 345} m,

LCI=HCI=3045 m

Ρf=1,5 t/m3,

Se admite sf.a=0,653 mm.

Cu aceste date rezultă:

∑

= 546,57 m

și

km.f(M)=

(1+

)

-1] = 0,8878

Se admite kr(M)=0,2 și ac

(M)=1 m/s2. Se obține:

F ‘ M.T = 1700,455 kN (1-

) (1+ )+ (1+0,8878 )

] =1977,86 kN

Sarcina maximă utilă de degajare a celei mai grele garnitura de foraj (F ‘ M.D) se determină cu expresia:

F ‘ M.D = GGar.F.M (1-

)+FD.M,

(1.37)

unde FD.M este forța de degajare maximă. Se admite FD.M = 300 kN și rezultă:

F ‘ M.D = 922,571 kN

+ 300 kN = 1046,28 kN.

Astfel putem spune ca sarcina nominală de la cârlig este:

21

F M = max{ 1977,86 kN, 1046,28 kN } = 1977,86 kN

1.9 CONCLUZII

Ca urmare a calculelor făcute, se poate alege o instalație de foraj transportabilă pe cale terestra,

pe subansamble, din clasa F200. Tipul acționării se alege în funcție de posibilitatea de alimentare cu

energie electrica a IF în zona de amplasare, de instalațiile aflate în dotarea firmei de foraj și de costul

comparativ al combustibilului și al energiei electrice din perioada cînd o sa lucreze instalația, în situația în

care firma dispune de instalații cu acţionări neautonome sau autonome. Avînd în vederea acestor criterii,

se alege acționarea de tip DH, iar tipul instalatiei va fi F200-2DH.

2.ALEGEREA PRINCIPALELOR UTILAJE ALE INSTALAȚIEI DE FORAJ ȘI PREZENTAREA

PARAMETRILOR ȘI CARACTERISTICILOR LOR

2.1.ALEGEREA CAPULUI HIDRAULIC

Capul hidraulic (CH) este un utilaj care face parte din ansamblul de antrenare a Gar.F. El

reprezintă nodul de legatură dintre cele trei echipamente principale ale IF: echipamentul de circulație, de

rotație si de manevră.

Capul hidraulic este suspendat în ciocul cârligului triplex cu ajutorul toartei sale. La rândul său, CH susține garnitura de foraj prin intermediul reducției de legatură (RLCH) și al prăjinii de antrenare (PA). De luleaua CH se montează furtunul de noroi. Ca urmare funcțiunile CH sunt:

Susținerea Gar.F în timpul forajului;

Permiterea rotației Gar.F;

Conducerea fluidului de foraj, sub presiune, de la FN la PA, prin lulea, țeava de spălare, fus și RLCH, în cazul circulației directe.

Mărimile fizice principale ale CH: 1) mărimile funcționale:

sarcina de lucru maximă ;

turația maximă a fusului;

presiunea maximă a fluidului de foraj; 2) mărimile dimensional-constructive:

diametrul interior al țevii de spălare;

tipo-dimensiulnile de legatură; 3) mărimile de anduranță:

sarcina limită/capacitatea în funcție de rulmentul principal;

durabilitatea rulmentului principal;

durabilitatea etanșării țevii de spalare.

22

Fig. 2.1. Exemple de CH

Alegerea capului hidraulic se face pe baza sarcinii maxime de lucru (F ‘ CH.M.), și trebuie să echipeze

instalația de foraj F200-2DH.

F ‘ CH.M. F

‘ M , (2.1)

F ‘ M=200 tf

Din tabelul 7.6 (vezi 1.) se constată că se poate alege CH-200

Tabel 2.1. Caracteristicile capului hidraulic CH-200

Denumirea Unitatea de masura CH-200

Sarcina maximă de lucru la cârlig kN 2000

Sarcina normală de lucru la cârlig kN 1250

Sarcina maximă in funcție de rulment Us tonf 114

Presiunea maximă de lucru Bar 210

Turația maximă Rot/min 300

Diametrul interior al țevii de spălare Mm 76

Filetul de legatură al lulelei la furtunul de

cauciuc

LP4

Filetul reducției de legătură cu prajina de

antrenare

6 5/8 N

Masa totală t 1,25

23

2.2. ALEGEREA ANSAMBLULUI MACARA-CÂRLIG

Acest ansamblu MC face parte din ansamblu macara-geamblac și reprezintă partea mobilă a

acestei mașini. Ansamblul MC conține macaraua și cârligul de foraj.

Există mai multe tipuri constructive de ansambluri MC:

- ansamblu monobloc MC – macaraua și cârligul se realizează ca un singur bloc,

- ansamblu MC cu dubla articulație MCA – ansamblul cârligului se fixează de ansamblul

macaralei prin intermediul unei articulații cu bolțuri.

Ansamblu MC se nominalizează după sarcina maximă de lucru F ‘MC.M

Pentru instalația de foraj F 200-2DH (conform tabelului 6.11 vezi[1]) se alege un ansamblu macara cârlig

de tipul:

F ‘MC.M. F

‘ M (2.2)

5 – 32 – 1100 MC – 200,

Unde, F ‘MC.M.=200 tf – sarcina de lucru maximă a MC,

z = 5 – numărul de role de la macara,

dc = 28 mm – diametrul cablului de manevră,

De = 1100 mm – diametrul exterior al roților,

Df = 1000 – diametrul de fund al roții,

Tipul rulmentului – 57 952,

Masa mMC = 6,437 t.

2.3. ALEGEREA GEAMBLACULUI DE FORAJ

Alegerea geamblacului de foraj se face in funcție de sarcina de lucru maximă, de diametrul

cablului utilizat, de tipul cablului de manevră, de tipul macaralei, respectiv de tipul ansamblului macara-

cârlig.

Pentru instalatia F200-2DH, se alege unul din geamblacurile tipizate (vezi [1], tabelul 6.7) care să

indeplinească cerințele impuse.

Se va folosi un geamblac de foraj de tipul: 6 – 28 – 1100 GF-200

Tabel 1.7.Parametrii GF de tip 6 – 28 – 1100 GF-200

Denumirea Valoarea

24

Numarul de role(z+1) 6

Diametrul cablului 28 mm

Sarcina maximă de la coroana geamblacului

(F ‘a.GF.M. )

250 tf

Diametrul exterior al rolei De 1100 mm

Diametrul de fund al rolei Df.R 1000

Tipul rulmentului 57 952

Masa 2,465 t

2.4. ALEGEREA ELEVATORULUI CU PENE

Elevatoarele cu pene sunt realizate în anumite game dimensionale.

Nominalizarea broaștei cu pene se face în funcție de sarcina de lucru maximă F ‘El.P.M și în funcție

de diametrul nominal al coloanei de burlane, respectiv de deschiderea penelor cu care se echipează.

Alegerea elevatorului cu pene se face din condițiile următoare:

F ‘El.P.M> F

‘M

deschiderea penelor trebuie să fie egală cu diametrul nominal al coloanei de burlane,

respectiv a coloanei cele mai grele.

Pentru Sonda 90 Anna, avem:

DCI(I) = 75/8in

GCI(I) = 1700,455 kN

Din catalogul general de utilaj petrolier al STEROM S.A. se alege un elevator 250 ts x 75/8 cu pene

de 75/8 și cu sarcina maximă de 227tf.

Masa acestui elevator este de 1,8t.

2.5. ALEGEREA ELEVATORULUI PENTRU PRĂJINI DE FORAJ

Alegerea elevatorului pentru prăjini de foraj se face în funcție de tipul constructiv al prăjinilor de

foraj.

Dacă se utilizează PF cu racorduri speciale înfiletate, se alege elevator cu scaun drept, dacă se

utilizează PF cu racorduri sudate, se alege elevator cu scaun conic.

25

Există o gamă tipodimensională de elevatoare. Elevatorul e nominalizat prin dimensiunea sa și

prin sarcina de lucru maximă.

La alegerea elevatorului trebuie îndeplinită condiția:

F ‘El.M > F

‘Gar.F.M(sarcina nominală a PF)

F ‘Gar.F.M [(

)

( )

]

(2.3)

[(

)

∑ ( )

] (2.4)

126 m

va rezulta :

km.g(M)=

(1+

)

-1] = 0,4098

Înlocuind în relaţia (2,3) vom obţine:

F ‘ Gar.F.M = 922,571 kN (1-

) (1+ )+ (1+0,4098 )

] =1028,123 kN

Pentru instalația de foraj F200-2DH:

F ‘ Gar.F.M = 104,804 tf

Conform tabelului 8.5 vezi [1], se alege un elevator cu scaun conic cu

F ‘ Gar.F.M tf

Se constată că diametrul interior al acestui elevator este d=122,2 mm. Deci s-a ales:

Elevator cu scaun conic 4 x 122,2 x 125,

care are masa de 103,4 kg

2.6 ALEGEREA CHIOLBAȘILOR

Chiolbașii sunt scule de manevră care se folosesc în pereche pentru susținerea garniturii de foraj

sau coloanei de burlane prin intermediul elevatorului, respective a elevatorului cu pene.

Din punct de vedere al sarcinii de lucru, există 3 tipuri de chiolbasi:

26

-ușor -mediu -greu

Tipul ușor are forma de za alungită, iar cel mediu și greu – de bară prevazută la ambele capete cu

ochiuri.

Chiolbașii se execută prin forjare în matriță, dintr-o singura bucată de oțel slab aliat de construcții

pentru a se asigura o rezistență mare atît prin fibrajul obținut prin procedeul tehnologic respectiv cît și

prin compoziție, și prin TT folosit.

Chiolbașii sunt standardizați conform API.

Alegerea chiolbașilor se face în funcție de sarcina de lucru și de lungimea nominală.

Sarcina de lucru maximă:

''

Mch FF (2.5)

În conformitate cu normele tipizate, pentru instalația de foraj F200-2DH, se aleg chiolbași de tipul

mediu de serie 73x1500x 200.

L= 1500mm lungimea între punctele de contact ale ochiurilor cu umerii cîrligului și brațele

elevatorului;

d1 = 73 mm;

tfFch 200' ;

mch = 137 kg/pereche.

2.7 ALEGEREA CABLULUI DE MANEVRĂ

Alegerea cablului se face pe baza sarcinii sale reale minime de rupere (Sr.m), astfel încît să fie

satisfăcută condiția de rezisțență:

Sr.m > c∙FM (2.6)

unde Mc - coeficientul de siguranță pentru operațiile de tubare și de instrumentație, care se accept egal

cu valoarea 2, conform API Spec. 9B, iar FM este forța maximă din RA a înfășurării cablului. Ea se

determină cu expresia *6.3]

FM =

, (2.7)

în care F M este forța totală care acționează asupra ramurilor de cablu; z – numărul de role de la macara;

ηM-G – randamentul mașinii macara-geamblac la ridicare.

Randamentul mașinii macara-geamblac la ridicare se obține cu relația (cf. [6.3]):

ηM-G =

, (2.8)

27

unde β reprezintă inversul randamentului unei role,

β =

, (2.9)

pentru care admite valoare 1,04, conform API.

Conform tipului de ansamblu MC, ales, z = 5. Atunci, rezultă:

ηM-G =

= 0,811

Forța F M se calculează cu expresia *6.3]:

F M = F :M + G0.T∙ (1+

)

unde F :M este sarcina maximă utilă de la cîrlig, G0.T – greutatea moartă la tubare; g – accelerația

gravitațională, g = 9,81 m/s2; - accelerația mișcării cîrligului corespunzătoare sarcinii maxime (la

săltarea din pene a celei mai grele coloane de burlane), pentru care se acceptă măsuri în domeniul

[0,5;1,5]m/s2.

Greutatea moartă la tubare se determină ținînd cont de greutatea elementelor ansamblului MC, a

chiolbașilor (Ch), a elevatorului cu pene (El.P) și a ramurilor de cablu dintre macara și geamblac:

G0.T = GMC + G2Ch + GEl.P + GC (2.10)

Deoarece, la acest moment nu se cunoaște tipodimensiunea cablului și, ca urmare masa sa

unitară, se face aproximația:

G0.T = GMC + G2Ch + GEl.P (2.11)

unde greutățile respective se calculează în funcție de masele corespunzătoare cu formulele de forma

cunoscută:

GMC = mMC∙ g; (2.12)

G2Ch = m2Ch∙ g; (2.13)

GEl.P = mEl.P∙ g; (2.14)

GMC = 6437 kg ∙ 9,81 m/s2 = 63146,97 N = 63,147 kN

G2Ch = 137 kg ∙ 9,81 m/s2 = 1343,97 N = 1,344 kN

GEL.P = 1800 kg ∙ 9,81 m/s2 = 17658 N = 17,658 kN

și

G0.T = 63,147 kN + 1,344 kN + 17,658 kN = 82,149 kN = 8,374 tf

Știind tipul IF, se determină:

F :M = 200tf.

Se acceptă:

28

= 1 m/s2

și se obține

F M = 200 tf + 8,374 tf∙ (1+

) = 209,228 tf.

Se calculează:

FM =

= 25,799 tf.

Se determină sarcinii reală minimă de rupere necesară a cablului cu formula *3+:

Sr.m.nec = cM ∙ FM (2.15)

și rezultă

Sr.m.nec = 2 ∙ 25,799 tf = 51,598 tf = 506,176 kN

Se alege un cablu Seale cu o măsură a lui Sr.m, a.î. să fie îndeplinită condiția următoare:

Sr.m.nec Sr.m (2.16)

Ca urmare, din [1], tabelul 6.2, se constată că se poate alege:

Cablu Seale 6x19-32-1570 S/Z STAS 1689-80

Caracterizat prin

nT = 6 (nr de toroane); nf = 19 = 1+9+9; nf.0 = 1; nf.1 = 9; nf.2 = 9;

dC = 32 mm (diamentrul nominal); Rm = 1570 Mpa (rezistența minimă de rupere a sîrmelor);

Tipul cablării: cablare în cruce dreapta (S/Z), adică sensul de înfășurare a firelor în toron spre stînga, iar

toroanele în cablu spre dreapta.

De asemenea, cablul ales se mai caracterizează și prin următorii parametrii:

d0 = 3 mm; d1 =1,45 mm; d2 = 2,6 mm; m1.C = 3,890 kg/m

și

Sr.m.nec = 506,176 kN Sr.m = 531,32 kN.

În continuare, se calculează și ceilalți parametrii ai cablului:

Aria brută a secțiunii transverale, se determină cu relația [1]:

Ab =

, (2.17)

Ab =

= 804,248mm2

Aria netă a secțiunii transversale, exprimată prin relația [1]:

An = nT∙

∙∑

, (2.18)

29

An = 6∙

∙(1∙(3mm)2+9∙(1,45mm)2+9∙(2,6mm)2) = 418,283 mm2

Coeficientul de desime, definit prin expresia [1]:

kd =

, (2.19)

kd =

=0,52

Coeficientul de flexibilitate, definit prin expresia [1]:

{ } (2.20)

{ }

Sarcina teoretică de rupere a cablului, defintă ca suma a sarcinilor minime de rupere a sîrmelor

active aflate în componența cablului, adică *1+:

Sr.t = Rm∙An, (2.21)

St = 1570 N/mm2 ∙ 418,283 mm2 = 656,704 kN

Coeficientul de cablare, definit prin expresia [1]:

(2.22)

2.8 ALEGEREA TROLIULUI DE FORAJ

Troliul de foraj e cel mai complex utilaj din cadrul sistemului de manevră. El conține cutia de

viteze a sistemului de manevră, transmisiile de încet și de repede la toba de manevră și ansamblul

arborelui tobei de manevră, cu toba de manevră și cu ambreajele operaționale ale acestuia.

Pe toba de manevră se înfășoara ramura activă a cablului. Cea mai mare forță apare tocmai în

această ramură. Astfel că alegerea troliului de foraj se face pe baza forței maxime din ramura activă.

F = 25 tf

Se alege un troliu de foraj TF 25

2.10 CONCLUZII

În 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

30

instalației de foraj calculate în capitolul anterior. Utilajul calculat a fost ales astfel încit 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.

3.PARAMETRII ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR/GRUPURILOR DE ACŢIONARE

ŞI CALCULUL PUTERII INSTALATE

3.1 PARAMETRII ȘI CARACTERISTICILE MOTOARELOR/GRUPURILOR DE ACȚIONARE

Pentru acţionarea IF se utilizează acţionarea DH (diesel hidraulic). Grupul de acţionare DH este

format dintr-un grup de foraj GF 820 reprezentat de un motor diesel cu supralimentare, de tipul MBH820

şi de un convertizor hidraulic de tipul CHC-750-2.

31

Grupul de foraj GF820 (cu motorul MB820) are următorii parametri nominali:

kWCPPn 655890

min/1400 rotnn

32

Din [2] Aplicaţia 10 am preluat diagramele caracteristiclor de funcţionare ale grupului de acţionare de

tipul DH format din GF 820 si CHC-750-2

Parametrul Puncutl caracteristic

nI

rot/min

I

rad/s

nII

rot/min

II

rad/s iCHC

MI

kNm

MII

kNm kCHC

PI

kNm

PII

kNm CHC

Notaţie/Valoare

(0) nI

(0)

1080 I

(0)

113,097

nII(0)

0 II

(0)

0

0

MI.M

4,800

MII.M

21,40

kCHC.M

4,458

PI(0)

542,866

PII(0)

0

0

(1) nI

(1)

1200 I

(1)

125,664

nII(1)

275 II

(1)

28,798

0,229

MI(1)

4,800

MII(1)

14,73

k(1)

CHC

3,069 PI

(1)

603,187

PII(1)

424,195

0,703

(o) nI

(o)

1360 I

(o)

142,419

nII(o)

615 II

(o)

64,403

0,452

MI(o)

4,570

MII(o)

8,50

k(o)

CHC

1,860 PI

(o)

650,855

PII(o)

547,425

0,841

(n) nn

1400 n

146,608

nII(n)

650 II

(n)

68,068

0,464

Mn

4,468

MII(n)

8,00

k(n)

CHC

1,791 Pn

655,044

PII(n)

544,544

0,831

(2) nI

(2)

1420 I

(2)

148,702

nII(2)

950 II

(2)

99,484

0,669

MI(2)

3,823

MII(2)

4,00

k(2)

CHC

1,046 PI

(2)

568,488

PII(2)

397,936

0,700

(3) nI

(3)

1440 I

(3)

150,796

nII(3)

1280 II

(3)

134,041

0,889

MI(3)

3,000

MII(3)

0

k(3)

CHC

0 PI

(3)

452,388

PII(3)

0

0

33

3.2 ALEGEREA MODULUI DE ACȚIONARE

Modul de acționare centralizat (MAC) reprezintă modul în care antoarele principale sunt

actionate de la aceleași GA, adică este modul cu acționarea în comun a antoarelor principale.

Grupul moto pompă:

34

3.3 PUTEREA CONSUMATORILOR AUXILLIARI DE FORȚĂ

Puterea instalată a IF (P’) reprezintă puterea motoarelor utilizate pentru acționarea antoarelor

principale, a celor auxiliare și pentru acționarea celorlalte utilaje și instalații folosite pentru executarea

diverselor operații auxiliare. Aceasta putere se calculeaza cu relația:

FACsPPP ..` (3.1)

P – puterea instalată principală

PCs.A.F. – puterea consumatorilor auxiliari de forță

Tabel 3.3 Consumatorii auxiliari de forță utilizați în cadrul IF de tipul F125-2DH și puterea lor

Nr.Crt. Denumirea consumatorilor

Puterea motorului

sau rezistenţei

kW

Numărul de

motoare

Puterea totală

kW

A Instalația de foraj propriu-zisă

1 Site virbatoare 4 2 8

2 Agitator habe 7,5 10 75

3 Pompe apă 7,5 2 15

4 Pompă apă răcire troliu 7,5 1 7,5

5 Pompă apă răcire frîna

hidraulică 7,5 1 7,5

6 Pompe instalație amestec

chimicale 3 2 6

7 Pompe combustibil 3 2 6

8 Pompe ulei 1,5 1 1,5

9 Pompe de preparare a fluidului

de foraj 75 2 150

10 Pompa baterie denisipare 55 1 55

11 Pompa baterie desmiluire 55 1 55

12 Instalație degazeificare 4 1 4

13 Degazeificator 30 1 30

14 Instalație de preparare

centrifugă 22 3 66

35

15 Instalație transport material

pulverulent 4 1 4

16 Dispozitiv salvare garniture 22 1 22

17 Dispozitiv strîns-slăbit 11 1 11

18 Dispozitiv manevră prajini grele 7,5 1 7,5

19 Dispozitiv mecanizare 18,5 1 18,5

20 Pod tubaj reglabil 5 1 5

21 Instalație comanda

prevenitoare 11 1 11

22 Instalație de uscare aer 15 1 15

23 Instalație iluminat normal 18 1 18

25 Instalație iluminat siguranță 0,6 1 0,6

B Actionare electrica

1 Ventilatoare centrifuge 11 9 99

PCs.A.F.=698,1 kW

3.4 CALCULUL PUTERII INSTALATE

Pentru instalația F200-2DH vom avea:

Puterea unui motor PD=655 kW

P =2∙655kW = 1310 kW

și deci din realția (3.1) obținem:

P’ = 1310 kW + 698,1 kW = 2008,1 kW

3.5 CONCLUZII

Motoarele Diesel din cadrul IF sunt echipate astfel încit să facă față condiților necesare în timpul

operațiilor specifice construcției unei sonde, operații realizate cu ajutorul sistemelor de lucru. De aceea

ele sunt denumite grupuri de foraj.

În funcție de tipul instalației de foraj , în acest capitol s-a ales grupul de foraj (echipat cu motorul

necesar) pentru îndeplinirea cerințelor cerute, s-a ales modul de acționare și schema cinematică a

instalației de foraj, s-a determinat puterea consumatorilor auxiliari, pentru ca în final să se calculeze

puterea instalată a instalației de foraj necesară îndeplinirii operațiilor.

36

4. PROIECTAREA TROLIULUI DE FORAJ

4.1 LANȚUL CINEMATIC DE ÎNSUMARE A PUTERII MOTOARELOR/GRUPURILOR DE ACȚIONARE

(LCÎPGA) ȘI CALCULUL COEFICIENȚILOR DE ÎNSUMARE ȘI DE TRANSMITERE A PUTERII MEDII A UNUI

MOTOR/GRUP DE ACȚIONARE LA ARBORELE 1 AL LANȚULUI CINEMATIC

Din schema cinematică instalaţiei de foraj F200-2DH precizata în [2] Aplicaţia 11, am preluat

schema cinematică de însumare a puterii motoarelor/ grupurilor de acţionare pentru transmiterea

mişcării în cadrul sistemului de manevră (SM).

Fig.4.1. Schema cinematica de însumare a puterii grupurilor de acţionare de la F200-2DH

Schema cinematică din fig. 4.1, folosind simbolurile adoptate pentru elementele componente ale

LCÎPGA, conform [1], capitolul3:

Fig.4.2. Schema cinematica a GA al IF F200-2DH

37

Coeficientul de însumare a puterii celor două GA ∑

este dat de expresia (cf [1]):

∑

(4.1)

unde şi reprezintă randamentul rulmenţilor pe care se montează arborele (-2),

respectiv arborele (-1), adică randamentul arborelui (-2), respectv (-1), montat pe rulmenţi, iar şi

-randamentul transmisiei cu lanţ (-2), 26-58, dintre arborii (-2)şi (-1), şi respectiv, transmisiei (-1),

58-26, dintre arborii (-1) şi 1. Considerînd ca sunt adevarate egalităţile:

(4.2)

şi:

(4.3)

atunci formula (4.1) devine :

∑

1 + ∙

(4.4)

Folosind valorile randamentelor recomandate în [1], tabelul7,2,adică:

;

rezultă:

∑

1 +

Dacă se foloseşte numai GA1, atunci se obţine:

∑

Coeficientul de transmitere a puterii medii a unui GA la arborele 1 se determniă utilizînd

expresia lui de difiniţie (conform *1+), şi anume:

= ∑

, (4.5)

unde N este numarul de motoare aflate in lucru. Astfel rezultă:

= ∑

;

=1.

4.2 PARAMETRII TRANSMISIILOR MECANICE (INTERMEDIARE) ALE LCÎPGA, TRANSMISIILOR MECANICE

DE INTRARE îN TROLIU DE FORAJ (TF) ŞI VERIFICAREA CRITERIULUI DE LIMITARE A FENOMENULUI DE

OBOSEALĂ A ANSAMBLULUI BUCŞĂ-ROLĂ

În figura 4.3 este reprezentată schema cinematică a instalaţiei de foraj F200-2DH, din care se

delimitează schema SM, care este reprezentat în figura 4.4, cu notaţiile corespunzătoare pentru

elementele cinematice.

38

Fig. 4.3. Schema cinematică a instalaţiei de foraj F200-2DH

39

Fig.4.4. Scema cinematică a SM al instalaţiei F200-2DH

Din figura 4.3 se preiau parametrii transmisiilor mecanice cu lanţuri din cadrul lanţului cinematic de

însumare a puterii grupurilor de acţionare (LCÎPGA) şi a lanţului cinematic al SM, şi anume măsurile

pasului lanţurilor şi numerele de dinţi ale roţilor de lanţ. Aceştia se concentreză în tabelul 4.1

g pg,

in(mm) g.l zg.l

(1) Dd.g.l.(1),

mm zg.l

(2) Dd.g.l.

(2), mm

ig.l

-2 11/2(38.1) -2.1 26 316.086 58 703.745 0.441

-1 11/2(38.1) -1.1 58 703.745 26 316.086 2.226

1 11/2(38.1) 1.1 30 364.494 30 364.494 1

2 11/2(38.1) 2.1 30 364.494 49 594.660 0.613

3 2(50.8) 3.1 26 421.448 67 1083.797 0.389

13/4(44.45) 3.5 26 368.767 23 326.438 1.123

Tabelul 4.1. Parametrii transmisiei cu lanţ din cadrul SM al instalaţiei F200-2DH

•Se calculează diametrul de divizare al roţii de lanţ cu formula, preluată din [2], Aplicaţia13:

40

Dd.g.l.(i)

(4.6)

unde p este pasul lanţului iar zg.l(i) –numărul de dinţi a roţii conducătoare (1) şi conduse (2) a transmisiei cu

lanţ de ordinul g.l.

• Se determină raportul de transmitere al transmisiei (g.l.), fie în funcţie de diametrul de divizare

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

(4.7)

•În timpul funcţionării lanţului cinematic al unui sistem de lucru, ăn general, şi al SM, în special,

trebuie să se asigure condiţii de evitarea a manifestării F.O. An. Ro-B de la transmisiile cu lanţuri, astfel

încît să nu se producă ruperea lanţurilor care să ducă la întreruperea lucrului şi, ca urmare, la creşterea

timpului neproductiv. De aceea, atît prin proiectarea LC al sistemului de lucru, cît şi prin condiţiile de lucru

trebuie să se verifice criteriul de limitare a F.O. An. Ro-B.

Verificarea acestui criteriu presupune verificarea condiţiei de limitare a vitezei lanţurilor ( ), ceea

ce se scrie (conform [1]):

(4.8)

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

(4.9)

unde: este viteza limită maximă a lanţului, iar reprezină viteza unghiulară limită maximă

Viteza unghiulară limită maximă din punct de vedere al F.O. 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]):

(4.10)

•Măsura lui se preia din [1], tabelul 3.4, în funcţie de măsura pasului lanţului:

(4.11)

• Turaţia limită din punct de vedere al F.O. An. Ro-B se calculează în funcţie de viteza unghiulară

limită maximă cu epresia:

(4.12)

Toate măsurile calculate se trec in tabelul 4.2

g pg,

in(mm) vLM,

m/s g.l zg.l

(1) , rad/s

, rot/min

ig.l ,

rot/min

-2 11/2(38.1) 23.367 -2.1 26 147.852 1411.883 0.982 1 11/2(38.1) 23.367 1.1 30 128.216 1224.373 1 950

2 11/2(38.1) 23.367 2.1 30 128.216 1224.373 1 950

3 2(50.8) 16.775 3.1 26 79.606 760.181

0.613 750.451 13/4(44.45) 19.525 3.5 26 105.893 1011.204

Tabelul 4.2. Verificarea criteriului de limitare a F.O. An. Ro-B

41

Se stabileşte turaţia maximă de funcţionare a arborelui secundar al convertizorului hidraulic de cuplu

(CHC).

Astfel, considerînd că funcţionarea CHC-ului se menţineîn domeniul economic, adică

],

ceea ce înseamnă că

*

+,

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

funcţionare,

.

Pentru convertizorul CHC-750-2, cuplat cu grupul de foraj GF-820, pentru se obţine vezi *2+,

Aplicaţia 10

Se determină turaţia maximă de funcţionare a arborilor conducători, notată cu ,

{ }, care reprezină turaţia maximă de funcţionare a roţilor conducătoare:

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

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

(4.13)

unde este raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 (arborele de însumare a puterii GA) şi

arborele g.

Pentru arborele -2 relaţia (4.13) se particularizează astfel:

(4.14)

unde reprezintă raportul de transmitere maxim dintre arborele 1 şi -2.

(4.15)

Folosind valorile rapoartelor de transmitere cu lanţ din tabelul 4.1 , se obţine:

Atunci turaţia maximă a arborelui -2 are măsura

Pentru arbrele 3 vom avea:

42

ca urmare va fi egal cu:

rezultă:

0.613=0.613

valoarea turaţiei maxime a arborelui 3 va fi:

Comparînd măsura lui ce aceea a lui , pentru fiecare roată conducătoare, precizate în tabelul

4.2 se desprind următoarele concluzii:

1) în privinţa roţii conducătoare ale transmiisilor din cadrul LCÎPGA, se constată că:

ceea ce înseamnă ca se verifică criteriul de limitare a F.O. An. Ro-B

2)în privinţa roţii conducătoare a transmisiei (1.1), se observă că:

ceea ce înseamnă ca se verifică criteriul de limitare a F.O. An. Ro-B

3)în privinţa roţii conducătoare a transmisiei (2.1), se observă că:

ceea ce înseamnă ca se verifică criteriul de limitare a F.O. An. Ro-B

4) în privinţa roţii conducătoare a transmisiei (3.1), se observă că:

ceea ce înseamnă ca se verifică criteriul de limitare a F.O. An. Ro-B

5) în privinţa roţii conducătoare a transmisiei (3.5), se observă că:

ceea ce înseamnă ca se verifică criteriul de limitare a F.O. An. Ro-B

4.3 REPREZENTAREA LANȚULUI CINEMATIC AL SISTEMULUI DE MANEVRĂ ȘI DETERMINAREA

NUMĂRULUI DE TREPTE DE VITEZĂ

43

Fig. 4.5. Schema cinematică a sistemului de manevră (SM) al IF F200-2DH

Schema cinematică permite studierea transmiterii mișcării și, în 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 în cadrul

sistemului, determinând numărul de trepte de viteză de la arborele TM (Na.TM)

Na.TM =1 x 1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

44

în care 1 este factorul de transmitere asociat arborelui cardanic (a.cd); 1 – factorul de transmitere asociat

CHC-ului; 1 – factorul de transmitere asociat primei GT care este parazitară; 2 – factorul de transmitere

asociat celui de-al doulea GT, care conține și arborele caracteristic al SM, adică a.TM. Deci, la arborele TM

se obțin 2 trepte de viteză, pentru fiecare treaptă existînd posibilitatea de variație a vitezei unghiulare,

datorită CHC-ului

Numărul de trepte de viteze necesare pentru inversarea sensului mișcării de rotație a a.TM

(reversarea mișcării a.TM), NRev.a.TM, al IF F200-2DH reprezentat în fig. 4.5, este dat de relația structurală

următoare:

NRev.a.TM =1 x 1 x 1 x 1 x 1 x 2 = 2

în care 1 este factorul de transmitere asociat angrenajului cilindric care inversează sensul mișcării de

rotație a arborelui 3 și, ca urmare, a arborelui tobei de manevră (a.TM).

4.4 TRANSMISIILE MECANICE DE INTRARE ÎN TROLIUL DE FORAJ (TF) ȘI PARAMETRII ACESTORA

Transmisia mecanica (tm) realizează transferul energiei mecanice, sub formă cinetică, de la

arborele conducător la arborele condus, cu transformarea mărimilor funcționale. Transmisiile meanice de

intrare în TF sunt transmisii prin lanțuri care transmit mișcarea la arborele TB și ele sunt reducătoare de

viteză adică ig.l < 1. Transmisia din stînga se numește transmisia “de încet ”, deoarece transmite turații

mici, iar transmisia din dreapta se numește transmisia “de repde”, pentru că transmite turații mari.

Transmisiile se caracterizează prin numărul de dinți ale acestora și raportul de transmitere.

Raportul de transmitere sunt reprezentate în tabelul 4.1

4.4 TIPURILE DE TRANSMISII MECANICE UTILIZATE ÎN CADRUL LANȚULUI CINEMATIC (LC) AL TF

ȘI PARAMETRII LOR

Lanțul cinematic al TF este format din arborii 2,3,4, reprezentate de grupuri de transmitere utile.

În cadrul LC al TF IF F200-2DH s-au folosit următoarele transmisii mecanice (fig.4.6):

4) Transmisii cu lanțuri (tl)

5) Transmisii cu roți dințate cilindrice (an.cil) (pt. inversarea sensului de rotație)

Se determina raporturile de transmitere a transmisiilor mecanice al TF :

i2.1 =

=

= 0.613

i2.2 =

=

= 0.638

Transmisia cu lanț cu i2.1 se folosește pentru operația de ridicare, iar angrenajul cilindric se

utilizează pentru inversarea sensului de rotație la TM, atunci cînd trebuie să se desfășoare cablul de pe ea,

în momentul în 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 (cînd Gar.F trebuie rotită spre

sînga pentru deșurubarea de la racordul de siguranță sau pentru declanșarea gealei mecanice)

45

Fig. 4.6 Schema cinematica a TF a IF F200-2DH