動力貓道推送機構同步技術研究

矯 龍

( 中海油田服務股份有限公司，河北 三河 065201)

隨著油氣資源的不斷深入開發，復雜地層鉆井作業出現的頻次越來越高[1-2]，對鉆井作業的效率提出更高的要求。傳統的管柱輸送作業需要多人配合完成，作業人員勞動強度大、危險性高、作業效率低，易發生人身傷亡事故，因此鉆井作業現場需要輸送能力強、作業高效的向鉆臺面輸送管柱的系統。動力貓道能有效解決管柱輸送的問題，其在國外較早投入應用[3-4]，能在鉆井作業過程中將鉆桿、鉆鋌或套管等鉆井工具從排管架上取出并傳送到鉆臺面上；在完成鉆井作業時，又將鉆井工具從鉆臺面上回收輸送至排管架內[5-6]。動力貓道的使用能夠縮短鉆井周期、節約人力、物力和減少頻繁搬家帶來的成本，大幅降低了鉆井的附加費用，并可減輕鉆、修井工人的勞動強度，實現健康、安全、環保的理念，這就要求動力貓道工作的可靠性和效率高。本文僅以動力貓道底座中的鉆柱推送機構出現不同步的問題進行分析，為動力貓道的現場應用、技術優化、性能提升提供參考。

1 結構及工作原理

動力貓道是集機、電、液一體化技術的產品，具有自動提升和下放鉆柱的功能，主要由鉆臺面、鉆柱輸送裝置、坡道、支架、液壓絞車和貓道底座等組成[7-8]，如圖1所示。

1-鉆臺面；2-鉆柱輸送裝置；3-支架；4-貓道底座；5-液壓絞車；6-坡道。

動力貓道的工作方式為：液壓排管架將鉆柱滾入貓道底座中的推送機構(如圖2)。推送機構布置有2組翹板，翹板分別由2只液壓缸驅動，液壓缸活塞桿伸出或縮回帶動翹板翹起或復位，翹板翹起時，推送機構處的鉆柱在其自身重力的作用下落入鉆柱輸送裝置中。貓道底座處設有安全銷，通過移動安全銷的位置來適應不同直徑的鉆柱[9-10]。液壓絞車通過鋼絲繩帶動鉆柱輸送裝置及輸送裝置上的鉆柱沿坡道上升到鉆臺面需要的位置處。鉆柱輸送裝置將鉆柱推送至鉆臺面小鼠洞位置處，此時頂驅接住輸送裝置推送來的鉆柱，并提升鉆柱進行鉆井作業。鉆柱下放時，將鉆井工具從鉆臺面上回收并輸送至排管架內，工作流程與鉆柱輸送過程相反。

圖2 動力貓道推送機構示意

2 不同步現象分析

某型號動力貓道在調試過程中出現以下情況：

1) 推送機構的2只液壓缸活塞桿一前一后伸出，2塊翹板翹起或復位時刻不一致。使得鉆柱在落入鉆柱輸送裝置時出現偏斜，嚴重時鉆柱會掉落，無法進入鉆柱輸送裝置中，不僅造成后續操作無法實現，還存在很大的安全隱患。

2) 翹板不推送鉆柱至鉆柱輸送裝置時，2只液壓缸的活塞桿伸出速度基本同步。但是，在推送鉆柱時，2只液壓缸的活塞桿伸出速度差異很大。推送的鉆柱質量越重，2只液壓缸活塞桿伸出速度不同步性越明顯。

動力貓道推送機構液壓系統采用目前較先進的液壓控制系統，整個控制系統通過PID控制及負載敏感技術等實現對設備的柔性控制。整個系統較為復雜，本文僅以液壓缸推動翹板為研究對象，液壓原理圖如圖3所示。

由圖3可知，是由同一個電液比例換向閥統一向2只液壓缸供油。2只液壓缸的距離由現場液壓缸的安裝位置統一確定。由于地面不是很平整，導致動力貓道底座重心發生變化，2只液壓缸所提供的驅動力匹配失衡。如果液壓缸Ⅰ所受的外載荷大于液壓缸Ⅱ所受的外載荷，將使液壓缸Ⅱ活塞桿先于液壓缸Ⅰ活塞桿伸出，導致鉆柱出現偏斜，無法準確進入鉆柱輸送裝置。動力貓道的液壓油源是由平臺統一提供，2只液壓缸相距較遠，管線較長，管道流體阻力相應增加，進一步使得2只液壓缸同步性能變差，造成隱患[11-13]。

1-伺服電機；2-液壓油箱；3-變量泵；4- 溢流閥；5-三位四通電磁換向閥； 6-左液壓鎖； 7-液壓缸Ⅰ；8-液壓缸Ⅱ；9-右液壓鎖。

3 仿真模型的建立和結果分析

根據推送機構液壓原理圖進行建模，建模完成后按照試驗現場參數進行設置，并對仿真結果進行分析。在進行系統建模仿真之前需要做如下假設：

1) 忽略液壓控制元件的固有特性、環境溫度、管道密閉性能對液壓油的性能參數造成的影響。

2) 忽略2只液壓缸安裝精度、制造工藝的差異、液壓缸的泄露、液壓缸空氣的竄入等對仿真結果造成的影響。

設定AMESim模型系統參數，以液壓缸Ⅰ、液壓缸Ⅱ活塞桿伸出的位移及液壓缸大腔和小腔內部的壓力為目標，研究動力貓道推送機構不同步產生的原因[14-16]。

從以下4種工況進行分析。

1) 工況一。不考慮系統管路影響、不運輸鉆井作業管柱。

2) 工況二。運輸鉆井作業管柱，不考慮系統管路，不考慮鉆井作業管柱偏載。

3) 工況三。運輸鉆井作業管柱，考慮系統管路影響，不考慮鉆井作業管柱偏載。

4) 工況四。運輸鉆井作業管柱，考慮系統管路影響，考慮鉆井作業管柱出現偏載。

3.1 工況一

不考慮液壓管路的局部壓力損失和沿程壓力損失，不輸送鉆柱。工況一系統仿真原理如圖4所示。由于液壓缸Ⅰ、液壓缸Ⅱ活塞桿不承載，也不存在偏載。圖4中，用于液壓缸Ⅰ承載函數模擬器(元件1)值為0，液壓缸Ⅱ承載函數模擬器(元件3)值為0，偏載模擬函數器(元件2)值也為0。工況一仿真結果如圖5所示。

1-液壓缸Ⅰ承載函數模擬器；2-偏載模擬器；3-液壓缸Ⅱ承載函數模擬器；4-液壓缸Ⅱ；5-液壓缸Ⅰ

由圖5可以看出，液壓缸Ⅰ、液壓缸Ⅱ活塞桿伸出位移值完全一致，液壓缸Ⅰ、液壓缸Ⅱ大腔和小腔內的壓力也完全一致，達到理想的同步效果。

圖5 工況一仿真結果

3.2 工況二

不考慮系統管路上的局部壓力損失和沿程壓力損失，鉆柱載荷均勻作用于液壓缸Ⅰ、液壓缸Ⅱ。工況Ⅱ系統仿真原理如圖4所示。其中，液壓缸Ⅰ負載模擬函數器(元件1)值為4.0×104N，液壓缸Ⅱ負載模擬函數器(元件3)值為4.0×104N，偏載模擬函數器(元件2)值也為0。工況二仿真結果如圖6所示。

圖6 工況二仿真結果

由圖6的仿真結果可以看出，在不考慮系統管路影響、2只液壓缸承載均勻的工況下，液壓缸Ⅰ、液壓缸Ⅱ活塞桿伸出位移值完全一致，液壓缸Ⅰ、液壓缸Ⅱ活塞桿受到的力均為4.0×104N，液壓缸Ⅰ、液壓缸Ⅱ大腔和小腔內的壓力也完全一致，同步效果較好。

3.3 工況三

考慮系統管路上的壓力損失(包括沿程壓力損失和局部壓力損失)，鉆柱載荷均勻作用于液壓缸Ⅰ、液壓缸Ⅱ載荷均勻。工況三系統仿真原理如圖7所示，其中，液壓缸Ⅰ負載模擬函數器(元件1)值為4.0×104N，液壓缸Ⅱ負載模擬函數器(元件3)值為4.0×104N，偏載模擬函數(元件2)值為0，管線的長度為10 m，管線內徑20 mm。工況三仿真結果如圖8所示。

1-液壓缸Ⅰ承載函數模擬器；2-偏載模擬器；3-液壓缸Ⅱ承載函數模擬器；4-液壓缸Ⅱ；5-液壓缸Ⅰ

圖8 工況三仿真結果

由圖8仿真結果可以看出，考慮系統管路壓力損失、2只液壓缸承載均勻的工況下，液壓缸Ⅰ、液壓缸Ⅱ不同步現象比較隨機。當2只液壓缸活塞桿伸出時，液壓缸Ⅰ活塞桿超前于液壓缸Ⅱ活塞桿行程約15 mm。當2只液壓缸活塞桿縮回時，液壓缸Ⅰ活塞桿滯后于液壓缸Ⅱ活塞桿行程約20 mm。液壓缸Ⅰ小腔內的壓力與液壓缸Ⅱ小腔內的壓力差約為0.9 MPa，接近計算得到的管路壓力損失。

3.4 工況四

考慮系統管路上的壓力損失，鉆井井場不平整，鉆柱存在偏載，鉆柱載荷不均勻作用于液壓缸Ⅰ、液壓缸Ⅱ。此時又可分為鉆柱載荷偏向液壓缸Ⅰ和鉆柱載荷偏向液壓缸Ⅱ2種情況。偏載值FP最大值經計算約為5 000 N。

1) 負載偏向液壓缸Ⅰ

考慮系統管路上的局部壓力損失和沿程壓力損失，鉆井工具載荷偏向液壓缸Ⅰ。系統仿真原理如圖7所示，其中用于液壓缸Ⅰ承載函數模擬器(元件1)值為(4.0×104+Fp)N，液壓缸Ⅱ承載函數模擬器(元件3)值為4.0×104N，偏載模擬函數器(元件2)值為5 000 N，管線的長度為10 m，管線內徑20 mm。仿真結果如圖9所示。

圖9 工況四(負載偏向液壓缸Ⅰ)仿真結果

由圖9可以看出，考慮系統管路上的壓力損失，鉆柱載荷偏向液壓缸Ⅰ的情況下，2只液壓缸不同步現象比較明顯，液壓缸Ⅰ運行較慢，液壓缸Ⅰ滯后于液壓缸Ⅱ伸出，2只液壓缸位移差約為20 mm，遠大于管路壓力損失對不同步造成的影響，仿真結果符合現場試驗結果。

2) 負載偏向液壓缸Ⅱ

考慮系統管路上的局部壓力損失和沿程壓力損失，鉆井工具載荷偏向液壓缸Ⅱ。仿真原理如圖7所示，其中液壓缸Ⅰ負載模擬函數(元件1)值為(4.0×104-Fp)N，液壓缸Ⅱ負載模擬函數(元件3)值為(4.0×104+Fp)N，偏載模擬函數(元件2)值為5 000 N，管線的長度為10 m，管線內徑20mm。仿真結果如圖10所示。

圖10 工況四(負載偏向液壓缸Ⅱ)仿真結果

由圖10可以看出，考慮系統管路上的壓力損失，鉆井作業工具載荷偏向液壓缸Ⅱ的情況下，2只液壓缸不同步現象比較明顯，液壓缸Ⅰ運行較快，液壓缸Ⅰ快于液壓缸Ⅱ伸出，2只液壓缸位移差約為22 mm。該因素的影響大于管路壓力損失對不同步造成的影響。同樣的工況下，經過2次偏載分析可知，油缸Ⅱ偏載相對油缸Ⅰ偏載不同步更嚴重。

4 改進方案與應用效果

4.1 改進方案

根據以上分析，系統管路布置和鉆柱偏載對2只液壓缸同步都有影響，但是管路的影響很小，負載偏載影響非常明顯。為了解決2只液壓缸不同步現象，采用的方法是增大滯后液壓缸前面節流閥的開度，或者減小超前液壓缸前面的節流閥的開度，通過動力貓道主控臺特種算法來實時調節2只液壓缸的受力，使其同步運動。批處理運行是以不同的一組參數對系列仿真進行初始化，這些仿真運行是按順序進行的[17]。使用批處理功能來尋求節流閥合適的開度，從而避免或降低2只液壓缸不同步的影響。

1) 增大滯后液壓缸前面的節流閥開度。

批處理滯后液壓缸(圖7中液壓缸Ⅱ)活塞腔和桿腔前面的節流閥開度。取其開度為K=1.0、1.5、1.6、 1.7、 1.8。衡量2只液壓缸間的位移差絕對值,得到2只液缸位移差結果如圖11所示。

圖11 增大滯后液壓缸批處理結果

從圖11可以看出，增大滯后液壓缸前面的節流閥開度,修正同步偏差效果不明顯。

2) 減小超前液壓缸活塞腔和桿腔前端的節流閥開度。

批處理超前液壓缸(圖7中液壓缸Ⅰ)活塞腔和桿腔前面的節流閥開度。取其開度為K=0.5、0.6、0.7、0.8、1.0。衡量2只液壓缸間的位移差絕對值，得到2只液缸位移差結果如圖12所示。

圖12 減小超前液壓缸批處理結果

從圖12可以看出，液壓缸伸長工況下，液壓缸位移差隨著K的減小而減小；液壓缸縮回工況下，液壓缸位移差隨著K的減小而增大。從結果來看，選擇液壓缸伸縮工況對位移差影響適中的K=0.6較合適。

4.2 應用效果

根據仿真模型提供的參數，調整圖7中液壓缸Ⅰ前面的節流閥開度值為K=0.6時，同步性能達到預期效果。

5 結論

1) 分析了動力貓道推送機構的液壓系統及液壓缸不同步的原因，并建立了4種工況的仿真模型。得出了液壓管路布置和載荷偏載是影響2只液壓缸不同步的主要因素。

2) 通過對動力貓道工作過程中推送機構不同步狀況進行研究，使用AMESim仿真工具建立仿真模型，進行仿真分析，提出了合理的解決方案。

3) 根據仿真模型提供的數據，調整超前液壓缸前面的節流閥開度值K=0.6時，達到了良好的預期使用效果。