钻柱设计.doc

第二节 钻柱与下部钻具组合设计
一、钻柱设计与计算
合理的钻柱设计是确保优质、快速、安全钻井的重要条件。尤其是对深井钻井，钻柱在井下的工作条件十分复杂与恶劣，钻柱设计就显得更加重要。
钻柱设计包括钻柱尺寸选择和强度设计两方面内容。在设计中，一般遵循以下两个原则：
第一， 满足强度（抗拉强度、抗击强度等）要求，保证钻柱安全工作；
第二， 尽量减轻整个钻柱的重力，以便在现有的抗负荷能力下钻更深的井。
（一）钻柱尺寸选择
具体对一口井而言，钻柱尺寸的选择首先取决于钻头尺寸和钻机的提升能力。同时，还要考虑每个地区的特点，如地质条件、井身结构、钻具供应及防斜措施等。常用的钻头尺寸和钻柱尺寸配合列于表2-21供参考。
表2-21 钻头尺寸与钻柱尺寸配合
钻头直径/mm(in)
钻铤外径/mm(in)
钻杆外径/mm(in)
方钻杆方宽/mm(in)
>299(113/4)
203(8)
168(65/8)
152(6)
248~299(93/4~113/4)
178~203(7~8)
140(51/2)
133,152(51/4,6)
197~248(73/4~93/4)
152~178(6~7)
114,127(41/2,5)
108,133(41/4,51/4)
146~216(53/4~81/2)
146(53/4)
89(31/2)
89,108(31/2,41/4)

从上表可以看出，一种尺寸的钻头可以使用两种尺寸的钻具，具体选择就要依据实际条件。选择的基本原则是：
1． 钻杆由于受到扭矩和拉力最大，在供应可能的情况下，应尽量选用大尺寸方钻杆。
2． 钻机提升能力允许的情况下，选择大尺寸钻杆是有利的。因为大尺寸钻杆强度大，水眼大，钻井液流动阻力小，且由于环空较小，钻井液上返速度高，有利于携带岩屑。入境的钻柱结构力求简单，以便于起下钻操作。国内各油田目前大都用127mm(5 in)钻杆。
3． 钻铤尺寸决定着井眼的有效直径，为了保证所钻井眼能使套管或套铣筒的顺利下入，钻铤中最下部一段（一般应不少一立柱）的外径应不小于允许最小外径，其允许最小钻铤外径为
允许最小钻铤外径＝2×套管接箍外径－钻头直径
当钻铤柱中采用了稳定器，可以选用稍小外径的钻铤。钻铤柱中选用的最大外径钻铤应以保证在可能发生的打捞作业中能够被套铣为前提。
在大于241.3mm的井眼中，应采用复合钻铤结构。但相邻两段钻铤的外径一般以不超过25.4mm为宜。
4．钻铤尺寸一般选用与钻杆接头外径相等或相近的尺寸，有时根据防斜措施来选用钻铤的直径。近些年来，在下部钻具组合中更多的使用大直径钻铤，因为使用大直径钻铤具有下列优点：
1） 用较少的钻铤满足所需钻压的要求，减少钻铤，也可减少起下钻时连接钻铤的时间；
2） 高了钻头附近钻柱的刚度，有利于改善钻头工况；
3） 铤和井壁的间隙较小，可减少连接部分的疲劳破坏；
4） 利于放斜。
（二）钻铤长度的确定

钻铤长度取决于钻压与钻铤尺寸，其确定原则是：保证在最大钻压时钻杆不承受压缩载荷，即保持中性点始终处在钻铤上。由（2-7）式可得钻铤长度计算公式：
LC = （9-12）
式中：LC ——钻铤长度，m；
Wmax ——设计的最大钻压，kN ；
SN ——安全系数，防止遇到意外附加力（动载、井壁摩擦力等）时中性点移到较弱的钻杆上，一般取SN=1.15~1.25；
qc——每米钻铤在空气中的重力，kN/m；
KB——浮力系数；
α——井斜角度数，直井时，α= 0o
（三）钻杆柱强度设计
由钻柱的受力分析可知，不论是在起下钻还是在正常钻进时，经常作用于钻杆且数值较大的力是拉力。而且，井越深，钻杆柱越长，钻杆柱上部受到的拉力越大。但对某种尺寸和钢级的钻杆，其抗拉强度是一定的，即按抗拉强度确定其可下深度。在一些特殊作业（如 钻杆测试等）中，也需要对抗挤及抗内压强度进行校核。
在以抗拉伸计算为主的钻杆柱强度设计中，主要考虑由钻柱重力（浮重）引起的静拉载荷，其他一些载荷（如动载、摩擦力、卡瓦挤压力的影响及解卡上提力等）通过一定的设计系数考虑）。
1．钻杆柱设计的强度条件
钻杆柱任一截面上的静拉伸载荷应满足以下条件：
Ft ≤ Fa (9－)
式中：Ft——钻杆柱任一截面上的静拉伸载荷，kN；
Fa——钻杆柱的最大安全静拉力，kN。
钻杆柱所能承受的最大安全静拉力的大小取决于钻杆材料的屈服强度、钻杆尺寸以及钻柱的实际工作条件。
1）钻杆在屈服强度下的抗拉力Fy：钻杆所承受的拉伸载荷必须小于钻杆材料的屈服强度下的抗拉力Fy：
Fy 0.1σyAp (9－)
式中：σy——钻杆钢材的最小屈服强度，Mpa；
Ap——钻杆的横截面积，cm2；
Fy——最小屈服强度下的抗拉力，kN。Fy可以计算，也可以从表2-14中查出。
2）钻杆的最大允许拉伸力Fp：如果钻杆所受拉伸载荷达到Fy时，材料将发生屈服而产生轻微的永久伸长。为了避免这种情况的发生，一般取Fy的90%作为钻杆的最大允许拉伸力Fp，即：
Fp = 0.9Fy （2-15）
式中：Fp——钻杆的最大允许拉伸力，kN。

3）钻杆的最大安全静拉力Fa：最大安全静拉力是指允许钻杆所承受的由钻柱重力（浮重）引起的最大载荷。考虑到其他一些拉伸拉伸载荷，如起下钻时的动载及摩擦力、解卡上提立及卡瓦挤压的作用等，钻杆的最大安全静拉力必须小于其最大允许拉伸力，以确保安全。目前，用于确定钻杆的最大安全静拉力的方法有三种：
一是安全系数法。考虑起下钻时的动载及摩擦力，一般取一个安全系数St，以保证钻柱的工作安全，即：

Fa = Fp / St （2-16）
式中：St——安全系数，一般取1.30
二是设计系数法（考虑卡瓦挤压）。对于深井钻柱来说，由于钻柱重力大，当它坐于卡瓦中时，将受到很大的箍紧力。当合成应力（大于纯拉伸应力）接近或达到材料的最小屈服强度时，就会导致卡瓦挤毁钻杆。为了防止钻杆被卡瓦挤毁，要求钻杆的屈服强度与拉伸应力的比值不能小于一定数值。此值可根据钻杆抗挤毁条件得出，由下式确定：
（2-17）
式中：σy——钻杆材料的屈服强度，Mpa；
σt——有悬挂在吊卡下面钻柱重力引起的拉应力，Mpa；
dp——钻杆外径，cm；
Ks——卡瓦的侧压系数（以平均值计算，Ks=4）；Ks=1/tan（α+φ）
Ls——卡瓦长度，cm；
α——卡瓦锥角，一般为9o27’45”；
φ——摩擦角，φ=arctanμ, μ为摩擦系数（≈0.08）。
为便于应用，现将Ks 值和σy/σt比值计算结果列入表2-22中，设计时可直接查表。
考虑卡瓦挤压的影响，要限制钻杆的拉伸载荷，使屈服强度σy与拉伸应力σt的比值不能小于表2-22中的数值，并以此值作为设计系数，确定钻杆的最大安全静拉力，即：
Fa= Fp (2-18)
表2-22 防止卡瓦挤毁钻杆的σy/σt比值
卡瓦长度/mm
摩擦系数(μ)
横向负载系数(Ks)
钻杆尺寸/mm
60.3
73.0
88.9
104.6
108.0
127.0
139.7
最小比值(σy/σt)
304.8
0.06
4.35
1.27
1.34
1.43
1.50
1.58
1.66
1.73
0.08
4.00
1.25
1.31
1.39
1.45
1.52
1.59
1.66
0.10
3.68
1.22
1.28
1.35
1.41
1.47
1.54
1.60
0.12
3.42
1621
1.26
1.32
1.38
1643
1.49
1.55
0.14
3.18
1.19
1.24
1.30
1.34
1.40
1.45
1.50
406.4
0.06
4.36
1.20
1.24
1.30
1.36
1.41
1.47
1.52
0.08
4.00
1.18
1.22
1.28
1.32
1.37
1.42
1.47
0.10
3.68
1.16
1.20
1.25
1.29
1.34
1.38
1.43
0.12
3.42
1.15
1.18
1.23
1.27
1.31
1.35
1.39
0.14
3.18
1.14
1.17
1.21
1.25
1.28
1.32
1.365
注：摩擦系数0.08用于正常润滑的情况。
三是拉力余量法。考虑钻柱被卡时的上体解卡力钻杆住的最大允许静拉力应小于其最大安全拉伸力一个合适的数值，并以它作为余量，称为“拉力余量”（记为MOP），以确保钻柱不被拉断。
Fa = Fp－MOP （2-19）
式中：MOP——拉力余量，一般取200~500 kN。
在采用拉力余量法设计钻柱时，必须使钻柱每个断面上的拉力余量相同，这样在提拉钻柱时就不会因某个薄弱面影响和限制总的提拉载荷的大小。

若将（2-15）式代入（2-16）、（2-18）、（2-19）式中，即用Fy代替Fp可得：
Fa = 0.9 Fy/ St (2-20)
Fa = 0.9 Fy/(σy/σt) (2-21)
Fa = 0.9 Fy－MOP (2-22)
一般地，在钻杆柱设计中，钻杆的最大安全静拉力取决于安全系数、σy/σt比值和拉力余量三个因素。可分别用（2-20）、（2-21）、及（2-22）式计算Fa，然后从三者中取最低者作为最大安全静拉力，据此计算钻杆柱的最大允许长度。
2．钻杆柱设计
1）单一钻杆柱长度设计。对同一尺寸、壁厚和钢级的钻杆柱，我们可以计算出它的最大安全静拉力Fa，从而算出该钻杆柱的最大允许长度L。因为
Fa = （Lqp+Lcqc）KB
所以，最大允许长度为：
L = (2-23)
式中： Fa——钻杆柱的最大安全静拉力，kN；
L——钻杆柱的最大允许长度，m；
qp——单位长度钻杆在空气中的重力，kN/m；
Lc——钻铤柱长度，m；
qc——单位长度钻铤在空气中的重力，kN/m。
如果最大允许长度L满足不了设计井深的要求，则重新选择更高一级的钻杆进行计算，直到满足要求为止。
2）复合钻杆柱长度设计。在深井和超深井钻井中，经常采用复合钻杆柱，即采用不同尺寸（上大下小），或不同壁厚（上厚下薄）、或不同钢级（上高下低）的钻杆组成的钻杆柱。这种复合钻杆柱和单一钻杆柱相比具有很多优点，它既能满足强度要求，又能减轻钻柱的重力，允许在一定钻机负荷能力下钻达更大的井深，如果再采用高强度钻杆或铝合金钻杆，还可以进一步提高钻柱的许下深度和钻机的钻井深度。
设计复合钻杆柱时，应自下而上逐段确定各段钻杆的最大长度。承载能力最低的钻杆应置于钻铤之上，承载能力较强的钻杆置于较弱钻杆之上。自钻铤上面第一段钻杆起，各段钻杆的最大长度按下列公式计算：
L1 = (2-24)
L2 = (2-25)
L3 = (2-26)
L4 = (2-27)
式中：L1，L2，L3，L4——分别为钻铤上面第一、第二、第三、第四段钻杆的最大允许长度，m；

Fa1，Fa2，Fa3，Fa4——为相应各段钻杆的最大安全静拉力，kN；
qp1，qp2，qp3，qp4——为相应各段钻杆单位长度在空气中的重力，kN/m。
注意：如果各段钻杆的实际长度不等于理论计算长度，则应把实际的L1代入（2-25）式来计算L2，把实际的L2代入（2-26）式来计算L3，把实际的L3代入（2-27）式来计算L4。
3）抗外挤强度计算。有钻柱受力分析知，钻杆在钻杆测试作业中承受很大的外挤力。此外，下入带回压凡尔的钻柱或下入喷嘴被堵塞的钻头时，若为向钻柱内灌钻井液，也会产生较大的外挤压力，由于这些原因把钻杆击毁的情况并不少见。因此，为了避免钻杆管体被击毁，要求钻杆柱某部位所受最大外挤压力应小于该处钻杆的最小抗挤强度。为安全起见，一般以一个适当的安全系数去除钻杆的最小抗挤强度作为其允许外挤压力即：
pca = p/Sc (2-28)
式中：pca——钻杆许用外挤压力，Mpa；
p ——钻杆的最小抗挤强度，Mpa；
Sc ——安全系数，一般应不小于1.125。
4）抗扭强度。在钻斜井、深井、扩眼和处理卡钻事故时，钻杆受到的扭矩很大，抗扭强度计算也就显得极其重要。APIRP7G标准给出了各种尺寸、钢级及不同级别钻杆的抗扭强度数据。
在钻井过程中，钻杆承受的实际扭矩很难准确计算，可用下式近似估算：
M = 9.67P/n （2-29）
式中：M——钻杆承受的扭矩，kN•m；
P——是钻柱旋转所需的功率，kw；
n——转速，r/min。
应特别注意的是，在一般情况下加于钻杆上的扭矩不允许超过钻杆接头的紧扣扭矩，推荐的钻杆接头紧扣扭矩在APIRP7G标准中已有规定，钻杆接头的紧扣扭矩是防止钻杆接头损坏的唯一最主要的因素。要求施加于钻杆上的扭矩不应超过规定值，若施加扭矩过大，则会在接头丝扣处产生很高的轴向载荷，会造成丝扣变形、折断，公接头伸长、剪断，母接头胀大、胀裂等钻具事故。
5）抗内压强度。钻杆柱偶尔也会受到较大的静内压力。不同尺寸、钢级和级别的钻杆的最小抗内压力可在APIRP7G标准中查得，用适当的安全系数去除它，即得其许用净内压力。
3．典型钻柱的设计举例
1）设计参数：井深：5000米；井径：215.9mm（8in）；钻井液密度：1.2g/cm3；钻压：180 kN；井斜角：3o；拉力余量：200 kN（假设）；卡瓦长度：406.4mm；安全系数：1.30（假设）。
2）钻铤选择：选用外径158.75mm（6in）、内径57.15mm(2in)钻铤，每米重力qc=1.35 kN/m。计算钻铤长度：
Lc = WmaxSN/ qcKBcosα
计算得 Lc = 180×1.18/1.35×cos3o=185（m）
按每根钻铤10m计，需用19根钻铤总长190m。
3）选择第一段钻杆（接钻铤）：选用外径127mm、内径108.6mm，最小抗拉载荷F

y=1067 kN，计算最大长度。
最大安全静拉载荷计算为：
Fa1=0.9×Fy/St=0.9×1760/1.30=1218.46(kN)
Fa1=0.9×Fy/(σy/σt)=0.9×1760/1.42=1115.49(kN)
Fa1=0.9×Fy－MOP=0.9×1760－200=1384(kN)
由上面的计算可以看出，按卡瓦挤毁比值计算的Fa1最小，则第一段钻杆的许用长度为：
L1 = Fa1/qp1×KB－qc×Lc/qp1
= 1115.49/(248.69/1000)×0.85－190×1.35/(284.69/1000)
= 3675(m)
显然，需要增加一段较高强度的钻杆，方能达到设计井深。
4）选择第二段钻杆：选用外径127mm、内径108.6mm，每米重284.69N/m，X-95级的新钻杆，最小抗拉载荷为Fy=2229.71 kN。最大长度计算如下：
Fa2=0.9×2229.71/1.3=1543.645 (kN)
Fa2=0.9×2229.71/1.42=1413.196 (kN)
Fa2=0.9×2229.71－200=1806.739 (kN)
那么，第二段钻杆的最大允许长度为：
L2 = Fa2/qp2×KB－(qc×Lc+qp1×Lp1)/qp2
=1413.196/(287.69/1000)×0.586－1.35×190+(284.96/1000)×3675/(284.69/1000)=1221(m)
许用钻杆的总长度为：L = 190+3675+1221=5086(m)
钻杆总长已超过设计井深。
最后设计的钻柱组合见表2-23。
表 9- 钻柱组合设计结果
规范
长度/m
在空气中重/ kN
在钻井液中重/ kN
钻铤：外径158.75mm，内径57.15mm，线重1.35 kN/m
190
256.50
218
第一段钻杆
外径127mm
内径108.60
线重284.69N/m E级
3675
1046.60
895.90
第二段钻杆
外径127mm
内径108.60
线重284.69 N/m X-95级
1135
323.20
276.70
合 计
5000
1626.20
1390.60
二、下部钻具组合设计
从上述对井斜原因的分析可知，井斜的原因可归结为：①钻头对井底的不对称切削；②钻头轴线相对于井眼轴线发生倾斜；③钻头上侧向力导致对井底的侧向切削。我们防斜的措施就是要想办法克服这三个原因，满眼钻具组合就是这样设计的。
设想，如果钻具的直径与钻头的直径完全相等，上述三个井斜原因就都会被克服。但这样做将无法循环钻井液，而且会引起一系列其他问题，在工程上是行不通的。实际上是采用扶正器组合的办法来解决。

满眼钻具组合的结构，是在靠近钻头大约20m长的钻铤上适当安置扶正器，以此来达到防斜的目的。所谓“适当安置”，包括扶正器的数量、位置和直径。国内外学者已经提出的满眼钻具组合设计方法很多，设计思想虽有不同，设计结果却差别不大。这里介绍的是我国著名石油钻井专家杨勋尧提出的满眼钻具组合，简称YXY组合。
（一）YXY组合的结构
YXY组合一般包括四个扶正器，如图5-17所示，自下而上，分别为：
1．近钻头扶正器：紧装在钻头之上，简称近扶。近扶直径较大，与钻头直径仅差1～2mm。在易斜地区，近扶的长度可加长；在特别易斜的底层，可将两个扶正器串联起来，作为近扶。近扶的主要作用，是依靠其支撑在尚未扩大的井壁上，抵抗钻头所受的侧向力，有效的防止钻头侧向切削。同时，近扶由于直径大，长度长，刚性大，也可有效的防止钻头倾斜，从而防止钻头的不对称切削。
2．中扶正器：简称中扶或二扶。中扶的位置，需要经过严格计算。中扶的直径与近扶相同。中扶的主要作用是保证中扶与钻头之间的钻柱不发生弯曲，使这段钻柱不发生倾斜，从而防止钻头对井底的不对称切削。
3．上扶正器：简称上扶或三扶。安置位置在中扶之上一个钻铤单根处。上扶的直径一般与近扶和中扶相同，但要求可以稍松。
4．第四扶正器：简称四扶，一般情况下可不装，仅在特别易斜的地层才装。安置位置在上扶之上一个钻铤单根处。直径要求与上扶相同。上扶与四扶的作用在于增大下部钻柱的刚度，协助中扶防止下部钻柱轴线发生倾斜。
（二）YXY组合中扶位置的计算
中扶位置的计算是满眼钻具组合设计的核心。中扶距钻头的最优长度，以Lp表示。图5-18是杨勋尧建立的下部钻具受力的力学模型。图中先不考虑近钻头扶正器的存在。由图可知，钻头相对于井眼中心线的偏移角θ=θc+θq。中扶距钻头的距离增大，则θc减小，但θq增大；中扶距钻头的距离减小，则θc增大，但θq减小。所以，存在着一个最优距离可使θ最小。根据力学模型建立数学模型，然后求解，即可得到的Lp计算公式；最后对公式进行简化，得到如下计算式：
(5-30)
式中：Lp——中扶距钻头的最优长度，m；
C——扶正器与井眼的半间隙：C=（dh-ds）/2，m；
dh——井眼直径，m；
ds——扶正器外径，m；
E——钻铤钢材的杨氏模量，KN/m2；
J——钻铤截面的轴惯性矩，m4；
qm——钻铤在钻井液中的线重，KN/m；
α——允许的最大井斜角，（°）。
例9-2 已知钻头直径216mm，扶正器直径215mm，钻铤钢材的杨氏模量为E=205.94Gpa，钻铤外径178mm，内径71.4mm，钻井液密度1.25kg/L，钻铤线重Q=1.6KN/m，允许的最大井斜角3°，求中扶距钻头的最优长度。
解 根据给定条件，可求得：，，C=0.0005m，代入式（5-30）中，可求得Lp=5.789m。

例9-3 已知钻头直径311mm，扶正器直径309.5mm，钻铤钢材的杨氏模量为205.94Gpa，钻铤外径203.2mm，内径71.4mm，钻井液密度1.25kg/L，钻铤线重1.8367KN/m，允许的最大井斜角3°，求中扶距钻头的最优长度。
解 根据给定条件，可求得：J=0.8241×10-4m4，qm1.5442KN/m，C=0.00075m，代入式（5-30）中，可求得Lp=7.085m。
满眼钻具组合的使用要注意以下问题：
1． 在已经发生井斜的井内使用满眼钻具并不能减小井斜角，只能做到使井斜角的变化（增斜或降斜）很小或不变化。所以满眼钻具组合的主要功能是控制井眼曲率，而不能控制井斜角的大小。
2． 使用满眼钻具组合的关键在于一个“满”字，即扶正器与井眼的间隙对满眼钻具组合的性能影响非常显著。在使用中应使间隙尽可能小。设计间隙一般为Δd=dh-ds=0.8～1.6mm。在使用中，因扶正器的磨损，间隙将增大。当间隙Δd达到或超过两倍的设计值时，应及时更换或修复扶正器。
3．保持满”的另一个关键在于井径不得扩大。这要求有好的钻井液护壁技术。但即使钻井液护壁技术不好，井径的扩大总要经过一定的时间才会发生。只要抢在井径扩大以前钻出新的井眼，则仍可保持“满”的效果。这就要求加快钻速。我国现场技术人员将此概念总结为“以快保满，以满保直”。
4．在钻进软硬交错，或倾角较大的地层时，要注意适当减小钻压，并要勤划眼，以便消除可能出现的“狗腿”。
三、 钟摆钻具组合设计
（一）钟摆钻具组合的原理
钟摆钻具原理如图5-19所示。当钟摆摆过一定角度时，在钟摆上会产生一个向回摆的力GC，称作钟摆力，GC=G·sinα。显然，钟摆摆过的角度越大，钟摆力就越大。如果在钻柱的下部适当位置加一个扶正器，该扶正器支撑在井壁上，使下部钻柱悬空，则该扶正器以下的钻柱就好像一个钟摆，也要产生一个钟摆力。此钟摆力的作用是使钻头切削井壁的下侧，从而使新钻的井眼不断降斜。
（二）钟摆钻具组合的设计
钟摆钻具组合最早是美国人Lubinski提出的，但Lubinski的设计方法是图表设计法，查算太复杂。尔后，国内外许多学者从研究力学模型入手，经过数学求解，提出了钟摆钻具组合的计算方法。这里，我们介绍我国著名石油钻井专家杨勋尧提出的设计方法，这是一种简单实用的方法。
钟摆钻具组合设计的关键在于计算扶正器至钻头的距离LZ，此距离太小则钟摆力小；此距离太大则扶正器和钻头间的钻柱与井壁会产生新的接触点，所以LZ称为最优距离。杨勋尧提出的LZ计算公式如下：
（5-31）
式中：A=π2·qm·sinα；
B=82.04·W·r；
C=184.6π2·E·J·r；
r=(dh-dc)/2，m；
W——钻压，KN；
dh——井径，m；
dc——钻铤直径，m。

考虑到扶正器的磨损和井径的扩大，在实际使用时，扶正器至钻头的距离可比计算的LZ降低5%～10%。
（三）钟摆钻具组合的使用
1．钟摆钻具组合的钟摆力随井斜角的大小而变化。井斜角大则钟摆力大，井斜角等于零，则钟摆力也等于零。所以钟摆钻具组合多数用于对井斜角已经较大的井进行纠斜。
2．钟摆钻具组合的性能对钻压特别敏感。钻压加大，则增斜力增大，钟摆力减小。钻压再增大，还会将扶正器以下的钻柱压弯，甚至出现新的接触点，从而完全失去钟摆组合的作用。所以钟摆钻具组合在使用中必须严格控制钻压。
3．在井尚未斜或井斜角很小时，要想继续钻进而保持不斜，只能减小钻压进行“吊打”。由于“吊打”钻速很慢，所以这时多使用满眼钻具组合，仅在对轨迹要求特别严的直井（段）中，才使用钟摆钻具组合进行“吊打”。
4．扶正器与井眼间的间隙对钟摆钻具组合性能的影响特别明显，当扶正器直径因磨损而减小时应及时更换或修复。
5．使用多扶正器的钟摆钻具组合，需要进行较复杂的设计和计算。
第三节 钻进参数设计
一、水力参数优化设计
水力参数优化设计，是指在一口井施工以前，根据水力参数优选的目标，对钻进每个井段时所采取的钻井泵工作参数（排量、泵压、泵功率等）、钻头和射流水力参数（喷速、射流冲击力、钻头水功率等）进行设计和安排。分析钻井过程中与水力因素有关的各变量可以看出，当地面机泵设备、钻具结构、井身结构、钻井液性能和钻头类型确定以后，真正对各水力参数大小有影响的可控制参数就是钻井液排量和喷嘴直径。因此，水力参数优化设计的主要任务也就是确定钻井泵的缸套直径和钻井液排量；选择喷嘴直径、计算出射流和钻头的水力参数。
（一）水力参数优化设计的一般方法和步骤
1．确定携带岩屑所需的最小排量（Qa）
最小排量是指钻井液携带岩屑所需要的最低排量。只要确定了携岩所需的最低钻井液环空返速，也就确定了最小排量。最低返速的选取与钻井液的性能有很大关系，在能获得平板层流的条件下，一般认为0.5～0.6m/s的钻井液返速即可满足携带岩屑的要求。确定最小环空返速的方法有多种。一种方法是根据现场工作经验来确定；另一种方法使用经验公式计算。通常使用的经验公式为
（4-112）
式中：va——最低环空返速，m/s；
——钻井液密度，g/cm3；
dh——井径，cm。
实质上，最低环空返速与钻井液的环空携岩能力有关，钻井液的携岩能力通常用岩屑举升效率（或称为岩屑运载比）来表示。岩屑举升效率是指岩屑在环空的实际上返速度与钻井液在环空的上返速度之比，即
（4-113）
式中：Ks——岩屑举升效率，无因次；

vs——岩屑在环空的实际上返速度，m/s；
va——钻井液在环空的平均上返速度，m/s。
在工程上为了保持钻进过程中产生的岩屑量与井口返出量相平衡，一般要求Ks≥0.5。
为计算Ks，需求出岩屑的实际上返速度vs。设岩屑在钻井液中的下滑速度为vs1，则vs= va－vs1。岩屑的下滑速度与钻井液的性能有关，其计算公式为
（4-114）
式中：vs1——岩屑在钻井液中的下滑速度，m/s；
ds——岩屑直径，cm；
ρs、ρd——分别为岩屑和钻井液密度，g/cm3；
μe——钻井液有效粘度，Pa·s。
μe可按下式计算：
(4-115)
式中：dh，dp——外径和钻柱外径，cm；
K——钻井液稠度系数，Pa·sn；
n——钻井液流性指数，无因次。
根据以上各式求出的Ks若大于0.5，则所确定的环空最低返速可用。若Ks<0.5，则需要适当调整钻井液性能或适当调整最低环空返速的值，以确保Ks≥0.5。
最低返速确定以后，即可根据下式确定携岩所需的最小排量
(4-116)
式中：Qa——最小排量，L/S。
2． 计算各井段循环系统压耗系数
将全井分为若干个井段，（每个井段的长度一般以钻头进尺为准）每个井段可以用该段最下端处的井深作为计算井深。根据前面所讲的公式，分别计算Kg、Kp、Kc、m、a，最后计算出各井段的压耗系数KL=a+mD。
在实际钻井中，影响m、a的因素较多，所以计算值与实际值可能有所差异。为了测出m、a值或检验计算结果的精度，可采用实测法。
3．选择缸套直径
钻井泵的每一级缸套都有一个额定排量，在所选缸套的额定排量Qr大于携带岩屑所需的最小排量Qa的前提下，尽量选用小尺寸缸套。缸套直径确定以后，Pr、Qr、pr三个额定参数就确定了。需要注意的是：应根据所选用缸套的允许压力和整个循环系统（包括地面管汇、水龙带、水龙头等）耐压能力的最小值，确定钻井过程中钻井泵的最大需用压力pr。在现场工作中往往还要考虑“安全使用原则”，即选定的最高泵压和功率应低于额定值一个百分点（例如10％或5％）。这样在实际计算时，要以选定的最高值作为额定值。
4．排量、喷嘴直径及各项水力参数的计算
1）计算第一和第二临界井深。根据选用的工作方式，采用相应的临界井深计算公式：
2）确定和计算各井段所用的排量、循环系统压耗、钻头压力降和喷嘴直径如表9－
表 最大钻头水功率工作方式

井深（Dm
DDPC
DPCD DPa
D>DPa
排量（Q），L/s
Qr

Qa
循环系统压力损耗（Pl）MPa
KlQr1.8
0.357pr
KlQa1.8
钻头压力降（Pb），MPa
Pr－PL
0.643 pr
Pr－PL

表最大射流冲击力工作方式
井深（D）,m
DDFC
DFCD DFa
D>DFa
排量（Q），L/s
Qr

Qa
循环系统压力损耗（Pl）MPa
KlQr1.8
0.526pr
KlQa1.8
钻头压力降（Pb），MPa
Pr－PL
0.474 pr
Pr－PL

3）计算喷嘴直径
喷嘴相当直径为
dne＝
若使用三个等直径喷嘴，则直径为dn＝dne
4）计算出射流和钻头的水力参数（计算公式略）。
（二）水力参数设计举例
某井使用216mm三牙轮钻头，177.8mm钻铤135m，127mm钻杆，设计井深4300m，所用钻井液密度为1.40g /cm3 ,钻井液粘度20mPa﹒s，地面管汇最高承压能力为27 MP，井场配有两台3NB1300钻井泵。试按最大钻头水功率工作方式设计水力程序。
1．确定携带岩屑所需的最小钻井液排量（Qa）
根据该地区的实钻资料，确定环空携带岩屑的最小返速va=1m/s。
则
Qa =va=×1.0
=23.98(L/s)
2． 计算压耗系数

查表得：177.8mm钻铤内径d＝71.44mm
127mm钻杆内径d＝112mm
据式（3-44）、式（3-46）、式（3-47）、式（3-48）即可求出相应得压耗系数。

Kc=Lc +
＝1.400.8×200.2×135×(+)
＝4.444×10-3
经验公式得：Kg＝3.77×10-4
＝3.77×10-4×1.40.8×200.2＝8.984×10-4
m＝+
＝1.400.8×200.2×
＝3.686×10-6
a＝Kg+Kc-MLc＝8.984×10-4+4.444×10-3-3.686×10-6×135
＝4.854×10-3
3．选择缸套直径，确定钻井泵得实际 工作压力
因为地面管汇的最高耐压值为27Mpa，考虑安全因素，确定实际工作泵压为25MPa。根据实际工作泵压和携带岩屑所需的最小排量即可选择缸套直径。查表3-3除φ130缸套外，其他缸套均能满足携带岩屑所需最小排量的要求，都在可选之列。从提高钻头水力功率的途径分析，应当是高泵压、大功率。但泵压的提高受到地面管汇耐压条件的限制时，应考虑应该充分发挥机泵功率。因此，这里应选择φ150缸套。
φ150缸套：Qr＝31.4L/s；pr＝27.3MPa
实际选用：Qr＝31.4L/s；pr＝25MPa。

4．计算临界井深
根据式（3-70）和式（3-71）；
Lnc＝－
＝＝3580（m）
Lna＝－
＝－＝6638（m）
5．计算各井段的排量、循环系统的压力损耗和钻头压力降
可利用表3-5中的公式分段计算，并将计算结果列表入3-7中
6．其他水利力参数和喷嘴直径的计算
钻头水功率 Pb＝
射流冲击力 Fj＝CQ
射流喷速 vj＝20C
射流水功率 Pj＝C2Pb
喷嘴相当直径 dne＝
若使用三个等直径喷嘴，则直径dn＝dne

7．实际选用喷嘴直径
由于我们计算出的喷嘴直径不一定恰好等于喷嘴系列中的直径，所以，在实际选用喷嘴时，既要考虑计算结果，又要考虑喷嘴直径系列。比如，在表3-7中，在井深1000m处，计算出的喷嘴相当直径dne ＝15.305mm，若采用三等径喷嘴， 其直径为8.839mm，该尺寸的喷嘴在国产喷嘴系列中是不存在的。在这中情况下，我们可采用组合喷嘴的方法。不妨设实际选用的喷嘴直径分别为：8、9、9 mm，根据式（3-10），可计算出实际选用喷嘴的相当直径为15.033mm，与计算出的喷嘴相当直径基本吻合。由于喷嘴直径的计算值与实际选用值存有误差，所以会导致计算出的钻头水力参数以及泵压率与实际值不同。在进行水力参数设计时，首先按照本例的方法计算出喷嘴的直径，然后根据喷嘴直径系列选择喷嘴，最后，根据实际选用的喷嘴再计算有关的水力参数（计算结果略）。
水力参数计算表
最低返速、排量
Va=1m/s; Qn=23.89L/s
泵参数
3NB钻井泵；缸径＝140mm；Qr＝31.4L/s; pr=27.3MPa;实际选用25MPa
钻铤压耗系数（Kc）
4.4443×10-3
地面管汇压耗系数（Kg）
8.9836×10-4
m
3.6858×10-6
a
4.8451×10-3
临界井深
Dpc＝3580m；Dpa＝6638m
井深（D），m
500
1000
1500
2000
2500
3000
3500
3580
4000
4300
循环系统压耗系数（KL）
6.688×10-3
8.5400×10-3
1.0374×10-2
1.222×10-2
1.4059×10-2
1.5903×10-2
1.7746×10-2
1.8043×10-2
1.9588×10-2
2.0090×10-2
钻井液排量（Q）,L/S
31.4
31.4
31.4
31.4
31.4
31.4
31.4
31.4
29.999
29.097
循环系统压降(ΔPl),MPa
3.310
4.221
5.134
6.045
6.958
7.869
8.781
8.929
8.929
8.929
钻头压降（ΔPb），MPa
21.690
20.779
19.866
18.955
18.042
17.131
16.219
16.071
16.071
16.071
钻头水功率（Pb），KW
681.08
652.44
623.81
595.71
566.54
537.90
50