Изучение типов и конструкций гидравлических забойных двигателей

⇐ ПредыдущаяСтр 3 из 4Следующая ⇒

В настоящее время отечественными машиностроительными заводами выпускаются гидравлические забойные двигатели четырех видов:

турбинные забойные двигатели (турбобуры) различного конструктивного исполнения типов Т и А;

редукторные турбинные забойные двигатели типа ТР (турбобуры редукторные);

винтовые забойные двигатели типа Д;

турбинно-винтовые забойные двигатели типа ТВД.

Отечественной промышленностью освоено производство турбобуров следующих типов.

Односекционные: бесшпиндельные типа Т12; бесшпиндельные унифицированные типа ТУ-К; со вставным шпинделем типа ТВШ; с независимым креплением роторов типа ТНК; для бурения скважин большого диаметра типа ТБД.

Секционные: бесшпиндельные типа ТС; шпиндельные типа ТСШ; шпиндельные унифицированные типов ТСШ1, 2Т-К и 3Т-К; шпиндельные типов ТСША и ТДШ, для бурения алмазными долотами; шпиндельные типа АШ с наклонной линией давления; шпиндельные типа АГТШ со ступенями гидродинамического торможения.

С плавающими статорами типа ТПС.

С независимой подвеской валов секций типа ТНБ.

Термостойкие турбобуры типа ТТА для скважин с температурой до 240°С.

Редукторные турбобуры типов ТР, ТРМ и ТСМ.

Малогабаритные турбобуры типов ТГ, ТШ и ТВ1 для бурения и ремонта скважин.

Турбинные отклонители типа ТО.

Турбобуры-отклонители с независимой подвеской валов турбинных секций типа ТО2 для бурения боковых стволов из старых скважин.

Шпиндель-отклонитель типа ШО1.

Турбодолота колонковые типа КТД для отбора керна.

Задача 1: Определить гидравлическую мощность потока глинистого раствора перед входом в турбобур, если последний спущен в скважину на_____мм бурильных трубах с толщиной стенки δ =__мм и длиной L =___м. Насосы обеспечивают циркуляцию глинистого раствора и подают Q =____м³/с жидкости и развивают давление Р =___Па. Плотность глинистого раствора ρ =___кг/м³, динамическое напряжение сдвига t_о=____Па, а пластическая вязкость h ____Па× с.

Мощность потока глинистого раствора перед входом в турбобур может быть найдена из выражения

N_пт = N_нас – N_ман – N_тр,

где N_пт – мощность потока перед входом в турбобур, кг·м/с; N_нас – гидравлическая мощность потока у выкидного патрубка насоса, кг·м/с; N_ман – мощность, затрачиваемая на преодоление гидравлических сопротивлений в манифольде, кг·м/с; N_тр – мощность, потребная на преодоление гидравлических сопротивлений, возникающих при течении глинистого раствора в бурильных трубах, кг·м/с.

Мощность, затрачиваемая на преодоление гидравлических сопротивлений в манифольде

N_ман = (13, 1·10⁶·Q^{1, 85}+7040)Q

Мощность, потребная на преодоление гидравлических сопротивлений, возникающих при течении глинистого раствора в бурильных трубах

N_тр = Q (Р_тр+ Р_зам),

где Р_тр – потери давления на преодоление гидравлических сопротивлений по длине БК

Р_тр =

λ – коэффициент гидравлических сопротивлений λ =

R_е =

v – скорость движения глинистого раствора в бурильных трубах

Р_зам – потери давления в замках БК

Р_зам =

L_эк – эквивалентная длина БК, оказывающей такое же сопротивление, что и все замки L_эк = 10·n,

n – число замков в БК n = .

Гидравлическая мощность потока глинистого раствора у выкидного патрубка насоса

N_нас = P·Q

Давление глинистого раствора

Р_пт = .

Задача 2: Рассчитать турбину для турбобура диаметром D_т =___мм. Расход глинистого раствора Q =____м³/с, плотность глинистого раствора ρ =___кг/м³. При 650-700 об/мин крутящий момент на валу турбины должен быть не ниже М_кр =____Н·м, а перепад давления не превышал Р_т =____МПа.

Периферийный диаметр турбины

D₁ = D_т – 2B,

Где В = b + f

b – толщина стенки корпуса турбобура, принимаем b = 12, 5 мм, f – толщина обода статора, принимаем f = 5 мм.

Внутренний диаметр турбины

D₂ =

где η ₀ – объемный кпд, η ₀ = 0, 92...0, 95; k – коэффициент стеснения потока для выбранного профиля лопаток

Выбираем оптимальные профили лопаток со следующими параметрами: гидродинамический угол α _к = 35^о, толщина лопатки S = 2, 5 мм, шаг t = 22 мм.

С₀ – осевая составляющая скорости рабочей жидкости, С₀ = 4, 5...5, 5 м/с.

Ширина канала в радиальном направлении составит

δ =

Расчетный диаметр турбины (диаметр средней струйки жидкости в канале)

Число лопаток , принимается целое число и затем уточняется шаг .

Пересчитываем гидромеханический угол для нового шага

где λ – относительная длина формирующего участка

L – осевая высота ступени, принимается равной 30 мм.

L₀ – осевая высота профиля лопатки без формирующего участка

L₀ = a + (R + t₁·sinα – S) cosα

где a – ордината радиуса, равная 4 мм; R – радиус выпуклой части лопатки, равный 20 мм.

Пересчитываем коэффициент стеснения для нового шага и гидромеханического угла.

Число оборотов колеса турбины, соответствующее наивыгоднейшему режиму работы

Число оборотов турбины при холостом режиме работы n_х = 2n.

Тормозной момент колеса при механическом кпд η _мех = 0, 94

Момент при оптимальном режиме

Максимальная мощность, развиваемая колесом турбины

Перепад давления на колесе турбины при общем кпд η = 0, 65

H₀ =

Число колес турбины

Перепад давления в турбине

Практическое занятие № 6

Расчет параметров ВЗД

При проектировании забойного двигателя исходными данными являются диаметр скважины (долота) D_скв= ___ мм и параметры рабочей характеристики, определяемые технологическими условиями бурения: расход жидкости Q = ___ л/с; частота вращения долота п = _____ об/мин; допустимый перепад давления на двигателе р = ____ МПа; момент на валу М = ____ Н·м.

Расчет веду в следующем порядке.

1. Определяют диаметр двигателя. Исходя из условия обеспечения необходимого просвета, принимают D = (0, 8...0, 92)·D_скв.

2. Рассчитывают контурный диаметр рабочих органов (диаметр статора по впадинам зубьев)

D_K = D – 2(δ _м + δ _р),

где δ _ми δ _р – соответственно толщина стенки металлического корпуса (остова) статора и минимальная толщина резиновой обкладки статора.

На основании опыта конструирования забойных гидродвигателей δ _м = (0, 07...0, 1)D. Для нормальной заливки резинометаллических деталей δ _р = (0, 04...0, 07)D.

3. Ориентировочно выбирают кинематическое отношение винтового механизма i – отношение числа зубьев ротора к числу зубьев статора. i = z₂/z₁.

При этом принимают во внимание следующие обстоятельства. В случае необходимости спроектировать ВЗД с максимальной частотой вращения выходного вала целесообразно использовать рабочие органы с кинематическим отношением i = 1: 2. Если требуется спроектировать ВЗД с пониженной частотой вращения и возможно большим вращающим моментом, следует применять многозаходные механизмы с кинематическим отношением i = 7: 8, i = 8: 9, i = 9: 10 и более.

При необходимости иметь двигатель со средними значениями момента и частоты вращения, следует ориентироваться на механизмы с промежуточными значениями кинематического отношения (i = 4: 5, i = 5: 6)

4. Выбирают вид зацепления и параметры зацепления с_е и с_о.

Чтобы обеспечить минимум контактного давления в паре ротор-статор, принимают с_е = 1, 6...2, 5.

Коэффициент внецентроидности с_о, исходя из условий обеспечения максимальной плавности профиля, целесообразно принимать в следующих пределах: с_о = 1, 1...1, 5.

5. Вычисляют эксцентриситет зацепления

Величину эксцентриситета округляют до одного знака после запятой.

6. Рассчитывают площадь живого сечения рабочих органов.

S = π ·e (D_K – 2e)

7. Находят шаг винтовой поверхности статора

При выборе T следует учитывать, что ее оптимальная величина должна находиться в следующих пределах: T = (4, 5...6, 5) D_K.

Однако величина Т не должна превышать 1000 мм, иначе при существующем уровне технологии будет затруднено изготовление винтовых деталей.

Если полученное значение Т выйдет за указанные выше пределы или будет более 1000 мм, то следует провести повторный расчет, изменяя z₂.

Если Т больше предельного значения, необходимо провести расчет винтового механизма с большей заходностью статора, и, наоборот, если Т меньше предельного значения, следует рассчитать винтовой механизм с меньшей заходностью статора.

Кроме того, следует провести проверочный расчет скорости движения жидкости в каналах (в м/с)

Скорость движения жидкости в каналах не должна превышать 15 м/с.

В случае если величина ω превышает допустимые пределы, следует изменить кинематическое отношение рабочих органов, уменьшив число зубьев ротора и статора, и снова провести проверочный расчет.

Полученное значение Т округляют до ближайшего целого числа, кратного числу зубьев статора.

8. Вычисляют шаг винтовой поверхности ротора

t = T z₂/z₁

9. Определяют основные размеры рабочих органов.

Диаметры статора:

по впадинам зубьев D_i = D_к

по выступам зубьев D_е = D_к – 4е

Диаметры ротора:

по впадинам зубьев d_i = D_е – 2е + δ

по выступам зубьев d_е = d_i + 4е

где δ – диаметральный натяг, равный (0, 005...0, 007) D_к.

10. Рассчитывают радиус эквидистанты исходного профиля

r_ц = D_к/2 – е·с_о (z₁ – 1) – е

11. Находят длину рабочей части обкладки статора

L = Tk_L

где k_L – число шагов статора

k_L = р/[р],

где [р] – допустимый перепад давления на один шаг, [р] = 2...3 МПа.

Желательно принимать k_L > 2.

12. Определяют уточненную величину рабочего объема двигателя

V_о = S·T·z₂

13. Вычисляют параметры расчетной характеристики двигателя в режиме максимальной мощности:

n = 60Qη _об/V_о

М = 0, 159рV_оη _гм

N = Mn/9554

где η _об и η _гм – расчетные значения соответственно объемного и гидромеханического кпд.

Для предварительных расчетов можно принимать: η _об = 0, 75...0, 8 и η _гм = 0, 5...0, 7.

Меньшие значения η _гм соответствуют двигателям с заходностью статоров z₁ = 9...10, а большие значения – двигателям с заходностью статора z₁ = 3...5.

14. С целью рационального выбора осевой опоры вычисляют осевую гидравлическую нагрузку, действующую на ротор

15. Далее по специальной методике рассчитывают зуборезный инструмент и изготовляют рабочие органы.

Практическое занятие № 7

⇐ Предыдущая 1 234 Следующая ⇒