Характеристика турбобура

Рабочая характеристика турбины турбобура определяется частотой вращения вала п, крутящим моментом М на его валу, развиваемой мощностью N, перепадом давления Dр и гидравлическим коэффициентом полезного действия η количеством бурового раствора Q, прокачиваемого через турбину. В процессе бурения вследствие изменения момента сопротивления на долоте и количества прокачиваемого раствора все параметры турбобура меняются.

Крутящий момент на валу турбины возникает в результате взаимодействия потока жидкости с лопатками статора и ротора, В расчетах принимают, что в каналах ротора и статора турбины жидкость движется цилиндрическими слоями и не влияет на другие слои в радиальном направлении. Течение жидкости в цилиндрическом слое рассматривается в теории турбин, разработанной в прошлом веке инженером Эйлером. Согласно этой теории, в проточной части турбины протекает бесчисленное число цилиндрических слоев жидкости, а в каждом слое имеется множество струек или линий тока жидкости. Скорости движения струек в каждом цилиндрическом слое различны как в радиальном, так и в окружном направлении.

Для упрощения расчетов принимают, что эквивалентная струйка имеет некоторую среднюю скорость, соответствующую усредненным параметрам жидкости на расчетном диаметре D_ср лопаток турбобура.

Осевая скорость потока c_z жидкости (в м/с) в любом поперечном сечении турбины вычисляется по уравнению расхода

с_z = Q/F = Q/πD_cp l, (4.1)

где Q - расход жидкости, м³/с; F - площадь поперечного сечения решетки турбины, м²; l - радиальная длина лопаток, м.

Для обеспечения протекания жидкости через турбину с определенной скоростью надо на входе в турбину иметь напор, который расходуется как на полезную работу, так и на преодоление вредных сопротивлений.

В турбобурах применяются многоступенчатые аксиальные турбины с густой решеткой специфичной конструкции и в теории турбин общего назначения эти турбины не рассмотрены. В 1936 г. инженером П. П. Шумиловым впервые была рассмотрена теория этих турбин и была предложена циркулятивная теория аксиальных многоступенчатых турбин, что позволило правильно подойти к проектированию турбин для турбобуров с учетом условий их работы. На основе анализа степени циркулятивности (с_и) турбины была предложена методика выбора наиболее важного параметра турбобура - соотношения вращающего момента М и частоты вращения п при работе на оптимальном режиме, т. е. отношение М/п.

Построение специальной циркулятивной теории аксиальных турбин потребовало введения некоторых понятий и обозначений к ранее существовавшим в теории турбин. Для всех величин, относящихся к месту входа потока жидкости в каналы ротора, принимаются индексы «1», а к месту выхода - индексы «2». Абсолютные скорости потока жидкости обозначаются буквой с, относительные w и переносные (окружные) и.

Рассмотрим изменение скоростей потока жидкости в лопастной системе многоступенчатой осевой турбины турбобура. Абсолютная скорость потока с может быть разложена на скорости в трех направлениях: осевом с_z, тангенциальном (окружном) и и радиальном. Однако так как размер лопастей турбин турбобуров мал по сравнению со средним диаметром турбины, можно пренебречь изменениями в потоке жидкости вдоль радиуса и рассмотреть планы скоростей по двум осям: на направлении переносной скорости и на цилиндрической поверхности со средним диаметром D_ср и в осевом направлении с_z. На рис. 4.6. показаны планы скоростей в осевой решетке лопастей турбины.

Окружная скорость на среднем диаметре D_ср лопаток u = πD_срn.

Конструктивные углы наклона профиля лопаток на выходе статора обозначим α₁, на входе α₂, на входе ротора β₁ и на выходе β₂. В турбинах турбобуров применяют густые решетки и угол наклона α₁ абсолютной скорости с ₁, приблизительно равен углу наклона лопастей статора.

Направление относительной скорости w ₁, зависит от соотношения скоростей u₁ и c₁ Построим треугольник скоростей в координатах u₂ и c₁ в точке истечения из ротора на входе в статор нижележащей ступени (координаты u₂ = u₁ и c_z2 = c_z1). Относительная скорость истечения жидкости с лопатки ротора направлена под углом β₂ между направлением кромки профиля лопатки ротора и вектором окружной скорости. На рис.4.6, б показано совмещение этих двух треугольников скоростей, по которым можно судить об изменении циркуляции потока.

При движении поток жидкости направляется в каналы статора, неся с собой определенный запас энергии, представленный в виде давления. По всей высоте канала статора происходит трансформация давления в скоростной напор. При этом весь поток к концу канала статора вследствие поворота лопаток ротора начинает вращаться вокруг оси турбины. Статор вырабатывает в потоке к моменту его истечения винтовой вихрь, осью которого является ось турбины, а напряжение вихря потока зависит от скорости циркуляции его вокруг этой оси.

Скорость циркуляции потока, созданная в статоре

(4.2)

Скорость циркуляции потока в роторе

(4.3)

где проекции скоростей потока c_1u = c₁cosα₁; c_2u = c₂cosα₂; абсолютные скорости с₁ = c_z/sinα₁, c₂ = c_z = c_z/sinα₂.

Вращающийся ротор турбины, принимая винтовой вихрь, снижает величину его напряжения, создавая некоторый вращающийся момент. Лопатки статора, закручивая поток вокруг оси турбины, воспринимают направленный в противоположную сторону реактивный момент и передают его на неподвижный корпус турбобура. В многоступенчатой аксиальной турбине напряжение вихря потока, отработанного в ступене ротора, равно напряжению вихря потока на входе в статор следующей расположенной ниже ступени и т. д.

Эффективная мощность турбины пропорциональна суммарному возбужденному в ступенях ротора крутящему моменту, умноженному на угловую скорость вращения ротора. Таким образом, чем больше амплитуда изменения давления потока в ступенях статора и ротора, тем больше создаваемый на роторе рабочий момент и тем ниже можно получить угловую скорость вращения вала турбины при одной и той же ее мощности.

При небольшом отношении радиальной ширины каналов турбины к среднему радиусу r _ср можно считать, что средний момент скорости по сечению равен среднему моменту скорости по окружности радиусом r _ср. Тогда из уравнений теории турбин Эйлера получим приближенный момент, развиваемый одной ступенью турбины (в Н·м)

(4.4)

где ρ - плотность жидкости, кг/м³; Q - расход жидкости, м³/с; r _ср - средний радиус ступени, м.

Мощность турбины (в Вт)

(4.5)

где ω = π n /30 - угловая скорость ротора турбины, с^-1; п - частота вращения ротора, об/мин.

Мощность, развиваемая одной ступенью турбобура,

где Dр_ст - эффективный используемый перепад давления на ступени турбины, МПа,

(4.6)

Для турбобуров с числом ступеней k мощность и вращающий момент будут в k раз больше.

Для тихоходных турбин турбобуров с большим вращающимся моментом требуется создание значительной амплитуды колебания циркуляции, а, следовательно, большой разности проекций скоростей потока

с_1u—с_2u.

Для оценки этих качеств турбобуров введены понятия:

коэффициент циркулятивности турбин

(4.7)

(и - окружная скорость потока);

коэффициент расхода ступени

(4.8)

(c_z - осевая скорость потока).

С увеличением разности проекций скоростей потока возрастает вращающий момент, развиваемый каждой ступенью; с уменьшением окружных скоростей снижается частота вращения.

Высокий коэффициент циркулятивности с_и имеют тихоходные турбины с большим вращающим моментом. Быстроходные турбины имеют низкий коэффициент циркулятивности и небольшой вращающий момент. В современных турбобурах применяют высокоциркулятивные турбины с небольшим расходом, но при высоком напоре.

В реальных условиях поток жидкости в каналах турбин турбобуров неодинаков и неоднороден. При работе турбобура скорость и давление жидкости в любой точке потока изменяются без определенной закономерности, что вызвано неравномерностью нагрузки на валу при бурении и колебаниями подачи насосов. Форма же лопаток статора и ротора турбины постоянна и она должна быть такой, чтобы обеспечивать достаточно высокий к.п.д. при различных режимах работы.

При изменении скоростей потока у входа в каналы ротора и выхода из него изменяются стороны треугольников скоростей. В зависимости от конструкции турбины все стороны треугольника скоростей, т. е. векторов абсолютных, относительных и окружных скоростей могут изменяться либо пропорционально, либо непропорционально. В последнем случае нет подобия между геометрическими и динамическими треугольниками скоростей. Турбина будет работать в режиме с низким к. п. д. вследствие ударного течения вихревого потока жидкости. Наиболее благоприятен безударный режим без интенсивного вихреобразования на лопатках.

При замедлении вращения происходит вихреобразование с тыльной стороны профиля (зона S на рис.4.6), а при увеличении скорости и вихреобразование происходит на лицевой стороне лопатки (зона S'). Наиболее благоприятные условия для уменьшения гидравлических потерь обеспечиваются при плавном и безотрывном обтекании лопатки потоком с обеих сторон.

Характеристика турбин при постоянном расходе жидкости показана на рис. 4.7 кривыми зависимости момента М, перепада давления Dр, мощности N и к. п. д. η от частоты вращения п при постоянном значении расхода жидкости Q с определенными свойствами (плотность ρ и вязкость μ). Для построения кривых используются формулы (4.4) - (4.6). По этим формулам могут быть определены характеристики каждой ступени, а характеристики всего турбобура пропорциональны числу ступеней k.

Гидравлический к.п.д. пропорционален мощности

(4.9)

Режим работы турбобура при максимальном к.п.д. η_mах называется оптимальным. Наиболее устойчивая и эффективная работа турбобура при экстремальном режиме, т.е. наибольшей мощности. В многоступенчатых турбинах экстремальный и оптимальный режимы почти совпадают. Гидравлический к.п.д. турбины определяется потерей мощности при прохождении жидкости в каналах турбины. Эти потери зависят от шероховатости поверхности лопаток, их формы, утечек в зазорах между дисками турбины.

Характеристики турбин различных конструкций неодинаковы, поэтому существует много модификаций и конструкций турбобуров. Для снижения частоты вращения и перепада давления

Для расчета характеристики турбины могут использоваться преобразованные формулы, определяющие крутящий момент и перепад давления на режиме максимальной мощности:

(4.10)

(4.11)

где р – перепад давления на турбине; η – КПД.

П.П. Шумилов установил следующие основные закономерности, характеризующие влияние количества бурового раствора на работоспособность турбины.

1. Частота вращения турбины пропорциональна количеству прокачиваемой жидкости

(4.12)

т.е. при увеличении количества прокачиваемого раствора, например, в 3 раза жидкости частота вращения турбины увеличивается также в 3 раза, и наоборот.

2. Перепад давления на турбине пропорционален квадрату количества раствора

(4.13)

.

Таблица 4.1.

Технические характеристики турбин,

выпускаемых отечественной промышленностью

Тип турбины	Диаметр турбобура, мм	Расход раствора, л/с	Тормозной момент, Нм	Частота вращения холостого хода, с-1	Перепад давления рабочий, МПа	Максимальный перепад давления, МПа	Макси-мальный КПД, %
30/16,5-240			24,58	17,3	0,0262	0,0262	63,8
А9КСА			22,02	14,0	0,0252	0,0324	40,4
26/16,5-196			8,07	13,9	0,0113	0,0113	55,3
А7Н4С			12,59	18,5	0,0287	0,0363	40,5
24/18-195ТЛ			4,74	8,2	0,0048	0,0048	47,4
24/18-195ТПК			5,63	8,1	0,0057	0,0057	42,3
А7П3			16,77	18,3	0,0320	0,0363	38,2
А7П36К			17,69	19,8	0,0259	0,0296	52,8
21/16,5-195АТЛ			16,32	23,2	0,0263	0,0341	70,6
ТД-195АТЛ			16,92	29,2	0,0395	0,0433	65,6
Т195 К			9,50	13,8	0,0139	0,0139	50,8
28/16-172			8,22	20,5	0,0239	0,0239	44,2
А6КСА			6,22	18,1	0,0194	0,0232	39,8
Примечание: Число ступеней -1. Плотность бурового раствора -1000 кг/м3 (техническая вода).

3. Вращающий момент турбины, как и перепад давления, пропорционален квадрату количества прокачиваемого раствора.

(4.14)

4. Мощность турбины пропорциональна кубу количества прокачиваемого раствора

, (4.15)

т.е. при увеличении количества прокачиваемого раствора, например, в 2 раза мощность турбины увеличивается в 8 раз, и наоборот перед соединением секций турбобура на буровой их проверяют. Элементы турбобура с видимыми дефектами и повреждениями к сборке не допускаются.

Поступивший из турбинного цеха турбобур допускается к эксплуатации при следующих условиях:

· осевой люфт 2 мм для турбобуров с резинометаллической осевой опорой и не более 0,4 мм с шаровой осевой опорой;

· величина подъема вала в верхних секциях находится в соответствии с указанной в инструкции;

· перепад давления в турбобуре соответствует паспортному;

· все резьбовые соединения герметичны при прокачке раствора, расход которого соответствует паспортному.

Перед спуском в скважину вал турбобура проверяют на легкость вращения, проворота его ключом при моменте не более 200 Н·м. Целесообразно перед спуском турбобур опробовать над столом ротора. Запускаться он должен при давлении 1 - 1,5 МПа. Перепад давления необходимо фиксировать в его паспорте и буровом журнале. При опробовании турбобур должен работать без рывков и плавно останавливаться при прекращении подачи раствора.

В процессе работы необходимо следить за изменением люфта вала. В процессе бурения турбобур может остановиться вследствие перегрузки, снижения подачи насосов или неисправности. В первых двух случаях необходимо попытаться турбобур запустить, разгрузив опору, приподняв его над забоем, и довести подачу до установленной паспортом. Если запустить не удалось, турбобур поднимают на поверхность и устраняют неисправность или направляют на ремонт.

Отработанный турбобур укладывают на мостки и на корпусе делают пометку «на ремонт». К нему прикладывают заполненный паспорт, в котором указывают номер буровой, даты начала и конца его работы, время работы в часах, интервал бурения, параметры бурового раствора и причины отказа.