Турбинное бурение. Турбобуры

В турбинном бурении наибольшая величина крутящего момента обусловлена только сопротивлением породы вращению долота (труб и механизмов между долотом и турбобуром в случае их установки). В роторном бурении максимальный крутящий момент труб определяется сопротивлением породы вращению долота, сопротивлением трению труб о стенки скважины и вращающейся жидкости и инерционным эффектом упругих крутильных колебаний. Максимальный крутящий момент в трубах, определяемый расчетом турбины (значением ее тормозного момента), не зависит от глубины скважины, числа оборотов долота, осевой нагрузки на долото и механических свойств проходимых горных пород. Практика применения турбобуров показывает, что стойкость труб примерно в 10 раз превышает стойкость труб в роторном бурении.

В турбинном бурении коэффициент передачи мощности от источника энергии к долоту значительно выше, чем в роторном. Идея использования гидравлического двигателя для бурения скважин возникла в 80-е годы XIX в: первый патент на турбину для бурения нефтяных скважин был взят в 1873 г. Гроссом. В 1890 г. Г.Г. Симченко (Баку) разработал проект первого забойного круговращательного гидравлического двигателя.

В начале 1900-х годов был разработан и использован на практике для быстроударного бурения в твердых породах забойный гидравлический таран, создававший 500–600 ударов в минуту по забою. В 1923 г. М.А. Капелюшников разработал (совместно с С.М. Волохом и Н.А. Корневым) турбинный аппарат для бурения скважин, названный турбобуром Капелюшникова. Он развивал мощность до 12 л.с. и представлял собой гидравлический двигатель, выполненный на базе одноступенчатой осевой турбины, вал которой через промежуточный многоярусный планетарный редуктор приводил во вращение долото. Проблема реализации турбинного бурения была решена П.П. Шумиловым, Р.А. Иоаннесяном, Э.И. Тагиевым и М.Т. Гусманом. Позднее, благодаря работам ВНИИБТ, турбинное бурение приобрело общее признание.

Успехи современного турбинного бурения главным образом зависят от возможности реализации оптимальных режимов отработки новых конструкций высокопроизводительных долот, созданных в последнее время1.

Турбобур – машина быстроходная. Поэтому большое значение имеют работы, направленные на создание низкооборотных турбобуров, способных эффективно отрабатывать шарошечные долота с герметизированными мас-лонаполненными опорами типов ГНУ и ГАУ.

В области турбоалмазного бурения особую актуальность приобретает создание высокомоментных турбобуров для работы с новыми долотами с поликристаллическими алмазными режущими элементами типа Stra-topax.

Современный турбобур должен обеспечивать:

1. Достаточный крутящий момент при удельных расходах жидкости не более 0,07 л/с на 1 см2 площади забоя.

2. Устойчивую работу при частотах вращения меньше 7 с–1 для шарошечных и 7–10 с–1 для алмазных долот.

3. Максимально возможный КПД.

4. Срабатывание перепада давления на долоте не менее 7 МПа.

5. Наработку на отказ не менее 300 ч.

6. Долговечность не менее 2000 ч.

7. Постоянство энергетической характеристики по меньшей мере до наработки на отказ.

8. Независимость энергетической характеристики от давления и температуры окружающей среды.

9. Возможность изменения реологических свойств бурового раствора в процессе долбления.

10. Возможность введения в буровой раствор различных наполнителей и добавок.

11. Возможность осуществления промывки ствола скважины без вращения долота.

12. Возможность проведения замеров траектории ствола скважины в любой точке вплоть до долота без подъема бурильной колонны.

13. Стопорение выходного вала с корпусом в случае необходимости и освобождение от стопорения.

14. Гашение вибраций бурильного инструмента.

15. Экономию приведенных затрат на 1 м проходки скважины по сравнению с альтернативными способами и средствами бурения.

Понятно, что в одной конструкции все или большую часть этих требований воплотить очень сложно. В то же время для одного и того же диаметра целесообразно иметь возможно меньшее количество типов турбобуров.

В начале 50-х гг. в связи с увеличением глубин скважин стали стремиться к увеличению числа ступеней турбины для снижения частот вращения долот. Появились секционные турбобуры, состоящие из двух – трех секций, собираемых в одну машину непосредственно на буровой. Секции свинчивали с помощью конической резьбы, а их валы соединяли сначала конусными, а затем конусно-шлицевыми муфтами. Осевая опора секционного турбобура устанавливалась в нижней секции.

В дальнейшем, с целью упрощения эксплуатации турбобуров, осевую опору вынесли в отдельную секцию – шпиндель. Это усовершенствование позволило производить смену на буровой наиболее быстроизнашиваемого узла турбобура – его опоры.

Секционные шпиндельные турбобуры типа ЗТСШ в настоящее время серийно выпускаются машиностроительными заводами Минхиммаша с диаметрами корпуса 172, 195 и 240 мм.

В конце 50-х гг. во ВНИИБТ были начаты интенсивные исследования по разработке опоры качения турбобура. Дело в том, что резинометаллическая пята, хорошо работающая при использовании в качестве бурового раствора воды или буровых (глинистых) растворов с относительно низким содержанием твердой фазы, а также при невысоких значениях перепада давления на долоте, в случае применения утяжеленных или сильно загрязненных буровых растворов существенно искажала выходную характеристику турбобура, что в свою очередь снижало эффективность турбинного способа бурения.

В начале 60-х гг. Р.А. Иоаннесяном, Д.Г. Малышевым и Ю.Р. Иоанесяном была создана упорно-радиальная шаровая опора турбобура типа 128 000, представляющая собой многоступенчатый шарикоподшипник двухстороннего действия.

Турбобуры с шаровой опорой серии А в настоящее время серийно выпускаются машиностроительными заводами Минхиммаша с диаметрами корпуса 164, 195 и 240 мм.

Дальнейшее совершенствование конструкций турбобура связано с появлением новых высокопроизводительных шарошечных долот с герметизированными маслонаполненными опорами. Для эффективной отработки этих долот требуются частоты вращения около 2,5… 5 с–1 [2]. Это привело к созданию целого ряда новых направлений в конструировании турбобуров:

с системой гидродинамического торможения;

многосекционных;

с высокоциркулятивной турбиной и клапаном-регулятором расхода бурового раствора;

с системой демпфирования вибраций;

с разделенным потоком жидкости и полным валом;

с плавающей системой статора;

с тормозной приставкой гидромеханического типа;

с редукторной вставкой.

Появились также гидравлические забойные двигатели объемного типа – винтовые.

Среди конструкторов турбобуров еще нет единого мнения о наиболее эффективном и перспективном направлении развития техники турбинного способа бурения. С целью объективной оценки новых конструкций и выбора лучшей из них для широкого внедрения в серийное производство проводятся сравнительные испытания макетных образцов новых забойных двигателей.

Секционные унифицированные шпиндельные турбобуры

Секционные унифицированные шпиндельные турбобуры типа ЗТСШ1 предназначены для бурения скважин шарошечными и алмазными долотами.

В настоящее время выпускаются турбобуры ЗТСШ1 с диаметрами корпуса 172, 195 и 240 мм.

Турбобуры состоят из трех турбинных и одной шпиндельной секции. В шпинделе установлена непроточная резинометаллическая осевая опора, которая выполняет также функцию уплотнения вала турбобура.

В каждой турбинной секции размещено около 100 ступеней турбины, по четыре радиальные опоры и по три ступени предохранительной осевой пяты. Последняя применяется для устранения опасности соприкосновения роторов и статоров турбины из-за износа шпиндельного подшипника в процессе работы.

В турбобурах ЗТСШ1 устанавливается цельнолитая металлическая турбина, а в турбобурах ЗТСШ1-ТЛ – составная турбина, проточная часть которой, лопаточный венец, изготовлена методом точного литья.

В качестве запасного комплекта к турбобурам ЗТСШ1-195ТЛ поставляется и турбина типа 24/18-195ТПК, лопаточный венец которой выполнен из пластмассы.

Высокомоментные турбобуры типа АГТШ с системой гидродинамического торможения предназначены для бурения глубоких скважин шарошечными долотами, но могут применяться и при алмазном бурении. Машиностроительные заводы Минхиммаша выпускают турбобуры АГТШ с диаметром корпуса 164, 195 и 240 мм.

Турбобуры состоят из трех секций и шпинделя. Две турбинные секции содержат многоступенчатую высокоциркулятивную турбину. В третьей устанавливаются ступени гидродинамического торможения (ГТ). Ступени ГТ состоят из статора и ротора, лопатки венцов которых имеют безударное обтекание жидкостью на тормозном режиме. При вращении такого ротора возникает крутящий момент, противоположный моменту, развиваемому турбиной турбобура. Величина тормозящего момента пропорциональна частоте вращения вала.

Многосекционные турбобуры

Существующая технология турбинного бурения в большинстве случаев основана на применении серийных турбобуров АГТШ или ЗТСШ1 в том виде, в каком они поставляются машиностроительными заводами. Энергетические характеристики этих турбобуров, как правило, не удовлетворяют оптимальным параметрам отработки шарошечных долот и гидравлической программе бурения. Особенно это относится к применению новых шарошечных долот с герметизированными маслонаполненными опорами (ГНУ и ГАУ), а также к использованию одного бурового насоса при бурении скважины.

С целью снижения частоты вращения долота и наращивания крутящего момента на валу турбобура применяют многосекционные (свыше трех секций) турбинные сборки. Серийные турбобуры, собранные из пяти –шести турбинных секций, позволяют эффективно отрабатывать высокопроизводительные долота при пониженных расходах бурового раствора, а также предоставляют технологам значительно более широкие возможности для выбора оптимальных параметров режима бурения.

В дальнейшем усовершенствованные многосекционные турбобуры испытывались при бурении глубоких скважин в РФ и за рубежом как с отечественными, так и с американскими долотами. Стойкость шарошечных долот производства США составляла 15–60 ч.

По своей конструктивной схеме многосекционный турбобур не отличается от серийного. Однако увеличение числа турбинных секций предъявляет более высокие требования к надежности работы шпинделя турбобура. Он должен быть не только надежнее, но и долговечнее, чем применяемые в настоящее время шпиндели серийных турбобуров. Этим требованиям отвечают шпиндели с лабиринтным дисковым уплотнением типа ШФД, которыми в скором времени будут оснащаться серийно выпускаемые турбобуры.

Многосекционный турбобур является дорогой машиной, поэтому его срок службы до списания должен быть увеличен не менее чем до 2000 ч. Результаты испытаний таких турбобуров со шпинделями типа ШФД показали, что их долговечность составляет 2000–4000 ч.

Энергетическая характеристика многосекционного турбобура может формироваться несколькими путями: использованием разных типов турбин, их сочетанием со ступенями ГТ, а также регулированием расхода бурового раствора через турбину.

Турбобур с независимой подвеской

Увеличение количества секций турбобура позволяет сформировать оптимальную энергетическую характеристику для бурения шарошечными долотами с герметизированными маслонаполненными опорами и алмазными породоразрушающими инструментами. Этот путь представляется наиболее простым и надежным, однако требует более квалифицированного подхода к сборке и регулировке турбинных секций. Для того чтобы упростить эти операции и сделать секции взаимозаменяемыми, разработали конструкцию турбобура с независимой подвеской.

Каждая турбинная секция с независимой подвеской имеет свой упорный шарикоподшипник. Корпусы секций соединяются между собой с помощью конической резьбы, а валы – квадратными полумуфтами и могут свободно перемещаться в осевом направлении. В результате такой компоновки секций износ упорного подшипника шпинделя не влияет на осевой зазор между статором и ротором турбины. Последний определяется только износом подшипников, установленных в турбинных секциях. Поскольку осевая нагрузка на эти подшипники действует только с одной стороны и практически не имеет динамическую составляющую, то этот износ легко прогнозируется. При сборке ротор турбины устанавливается в крайнее верхнее положение относительно статора, что позволяет увеличить время работы упорного подшипника секции. По данным промысловых испытаний наработка турбинной секции на отказ укладывается в диапазон 120–350 ч.

В тяжелых условиях работает упорный подшипник шпинделя. Действующая на него реакция забоя скважины переменна по величине и частотам возмущения. Динамические силы приводят к интенсивному износу этого подшипника. Однако допустимый осевой люфт в опоре может составлять примерно 16–20 мм, поэтому наработка на отказ может быть вполне соизмерима и даже выше, чем у шпинделя обычного типа, но только в тех случаях, когда износ опоры не сопровождается расколом отдельных ее элементов (обойма, шары).

Турбобур с независимой подвеской может быть собран с турбиной любого типа. В каждой секции можно установить по 80–90 ступеней.

Турбобур с плавающим статором

Турбобуры с плавающими статорами имеют те же преимущества, что и турбобуры с независимой подвеской секций. Однако в отличие от первых осевая опора шпинделя во вторых имеет повышенную гидравлическую нагрузку.

Конструкции турбобуров с плавающими статорами принципиально отличаются от известных.

Каждый статор такого турбобура имеет свободу перемещения в осевом направлении и с помощью шпонки, заходящей в специальный паз корпуса, запирается от проворота под действием собственного реактивного момента. Каждый ротор представляет собой и пяту для соответствующего статора, которые не имеют проставочных дистанционных колец.

Такое исполнение ступени турбины, с одной стороны, позволяет до максимума увеличить средний диаметр турбины, а с другой – до минимума сократить осевой люфт в ступени. Тем самым в корпусе стандартной длины удается разместить число ступеней турбин в 1,4 раза больше, чем у серийных турбобуров. Недостатком этой конструкции является свободный выход бурового раствора на внутреннюю поверхность корпуса турбинной секции.

Отсутствие взаимосвязи между осевыми люфтами турбины и осевой опорой шпинделя позволяет исключить из практики турбинного бурения торцовый износ лопаточных венцов турбин и повысить межремонтный период работы шпинделей.

Турбобур состоит из трех турбинных секций и шпинделя с двумя вариантами осевой опоры: подшипник ШШО-172 (538920) и резинометаллическая пята ПУ-172.

Турбобуры с диаметром корпуса 172 мм с плавающим статором прошли промышленные испытания в Главтюменнефтегазгеологии. Средняя наработка турбобура на отказ (по шпинделю) составила 210 ч. Межремонтный период турбинных секций – более 500 ч.

Турбобур с полым валом

Во ВНИИБТ разработаны турбобуры с полым валом (рис. 4.4), предназначенные для бурения скважин шарошечными и алмазными долотами в сложных горно-геологических условиях. Турбобур состоит из турбинных секций и шпинделя. В зависимости от условий эксплуатации возможно использование от трех до шести турбинных секций для обеспечения требуемой характеристики турбобура.

В пространстве между корпусом и полым валом установлено около 100 ступеней турбины. Концы полого вала оборудованы конусно-шлицевыми полумуфтами, внутри которых имеются уплотнительные элементы, предотвращающие утечку бурового раствора из полости вала к турбине. При сборке турбинных секций соблюдаются заданные размеры «вылета» и «утопания» полумуфт для обеспечения необходимого положения роторов относительно статоров.

Шпиндель турбобура состоит из корпуса и полого вала, установленного внутри корпуса на резинометаллических радиальных опорах и упорно-радиальном шариковом подшипнике серии 128 000. При необходимости нижний конец корпуса шпинделя может быть оборудован стабилизатором, при этом на нижний конец вала устанавливается удлинитель, который центрируется внутри стабилизатора резинометаллической радиальной опорой.

При сборке турбинных секций предусмотрена возможность установки стабилизаторов между турбинными секциями или между турбинной секцией и шпинделем. Для этого на нижнем переводнике турбинной секции на резьбе закрепляется стабилизатор, а на нижнем конце вала – удлинитель соответствующей длины, так, чтобы не изменять ранее отрегулированные присоединительные размеры «утопания» и «вылетов» полумуфт.

Наличие полых валов турбинных секций и шпинделя позволяет осуществлять следующие операции:

поддерживать в насадках долота перепад давлений в 6–9 МПа без дополнительного нагружения буровых насосов;

проводить замеры пространственного положения ствола скважины в непосредственной близости от долота без подъема бурильной колонны на дневную поверхность;

на основании проведенных замеров корректировать осевую нагрузку на долото для управления процессом набора, сброса или стабилизации угла искривления ствола скважины;

прокачивать через полость валов, минуя турбину, разного рода наполнители;

спускать в аварийных случаях в полость вала приборы для определения места прихвата ПО-50 по ТУ 39-020–75 и торпеды, например, ТШ-35, продавливать буровой раствор и выравнивать его свойства через полый вал с последующим сбросом гидромониторного узла; такая операция позволяет во много раз сократить время для проведения указанных работ.

Турбобур с редуктором-вставкой

Турбобуры с редуктором-вставкой типа РМ предназначены для эффективного использования шарошечных долот с маслонаполненными опорами при технологически необходимом расходе бурового раствора и уменьшенном по сравнению с другими гидравлическими двигателями перепаде давлений.

Маслонаполненный редуктор-вставка (рис. 4.5) применяется в сочетании с турбинными секциями и шпинделем серийно выпускаемых турбобуров.

Редуктор-вставка устанавливается между шпинделем и турбинными секциями, имеет планетарную передачу и систему маслозащиты передачи и опор.

Планетарная передача двухрядная, зубчатая, с косозубым зацеплением Новикова. Система маслозащиты имеет уплотнения торцового типа.

Выходной вал с помощью шлицевой муфты соединен с валом шпинделя, а входной вал с помощью полумуфты – с турбинными секциями.

Редуктор-вставка является автономным узлом, который может быть заменен непосредственно на буровой.

Турбины современных турбобуров

Турбина турбобура является преобразователем гидравлической энергии потока жидкости в механическую энергию вращения вала.

Турбина современного турбобура является многоступенчатой, осевого типа и состоит из системы статоров и системы роторов. Как правило, система статоров связана с корпусом, а система роторов – с валом турбобура.

При постоянном значении расхода бурового раствора через турбину развиваемый ею крутящий момент определяется по формуле Эйлера

М = Qpr(Cw - C2u)z, (4.1)

где Q – расход жидкости; р – плотность жидкости; г – средний радиус турбины; C1w C2u – проекции абсолютной скорости потока жидкости, протекающего соответственно через статор и ротор, на направление окружной скорости турбины; z – число ступеней турбины.

Эффективный перепад давления на турбине определяется по формуле

рэ = pu2z, (4.2)

где и – окружная скорость турбины на среднем диаметре.

Развиваемый турбиной крутящий момент зависит от режима ее работы, т.е. от частоты вращения ротора турбины. Для большинства современных турбин эта зависимость линейна и определяется уравнением

М = Мт 1- , (4.3)

где Мт – тормозной (предельный) крутящий момент; п – частота вращения ротора; лх – частота вращения ротора на холостом режиме (предельная).

Совокупность зависимостей крутящего момента, перепада давления, мощности и коэффициента полезного действия (КПД) от частоты вращения называется энергетической характеристикой турбины. Энергетическая характеристика приведена на рис. 4.6. Как видно из графиков, характеристика турбины турбобура – сериесная. Однако это не означает, что работа турбобура может осуществляться на всех режимах от холостого до тормозного. Известно, что при увеличении осевой нагрузки частота вращения вала турбобура вначале уменьшается, затем турбобур начинает неустойчиво работать, а потом резко останавливается – «срывается».

«Срыв» турбобура объясняется многими факторами, основными из которых являются нелинейный рост момента сопротивления на долоте и в пяте турбобура при увеличении осевой нагрузки и снижении частоты вращения, низкочастотные колебания момента сопротивления из-за вибраций и неравномерностей подачи бурильного инструмента, перемежаемость разбуриваемых горных пород по твердости. Все эти факторы приводят к тому, что устойчивая работа турбобура возможна только с определенным, как правило, не менее чем двукратным запасом крутящего момента, т.е. на режимах, располагающихся правее от режима максимальной мощности.

Эти режимы в большинстве случаев характеризуются также и максимальным значением механической скорости проходки. Поэтому условно режим максимальной мощности можно считать рабочим режимом турбобура.

Следует отметить, что, чем глубже забой скважины, чем больше искривлен ее ствол, чем более моментоемкое долото используется при бурении, чем выше вибрации бурильного инструмента и чем больше перемежаемость горных пород, тем ближе к холостому режиму должен приближаться рекомендуемый рабочий режим турбобура и тем ниже должна быть холостая частота его вращения.

При пересчете параметров характеристики турбины на другие значения расхода, плотности жидкости и числа ее ступеней следует пользоваться выражениями

п ~ Q; M ~ Q2; p ~ Q2; N ~ Q3; r|inv Q;

ninv P; М~р; р ~ р; N ~ р; riinv p; (4.6)

riinv z; M ~ z; p ~ z; N ~ z; r|inv z,

где N – мощность турбины.

Турбины турбобуров изготавливают из малолегированной стали преимущественно цельнолитыми в земляные формы и составными, когда лопаточный венец выплавляется точным литьем по моделям. Выпускаются также лопаточные венцы, изготовленные из пластмассы. Стойкость пластмассовых венцов, как правило, намного ниже стойкости стальных.

Характеристики турбин определяются экспериментально при испытаниях на специальном турбинном стенде. В табл. 4.8 даны основные параметры стендовых энергетических характеристик серийных и некоторых опытных турбин турбобуров, выпускаемых промышленностью.

Проектирование характеристики турбобура

Для эффективного применения турбобура необходимо правильно спроектировать его энергетическую характеристику. При этом следует руководствоваться следующими общими положениями.

1. Надежный контроль за режимом работы турбобура в процессе бурения возможен при режиме, когда механическая скорость проходки максимальная. Как правило, этот режим совпадает с экстремальным режимом работы турбобура или располагается в непосредственной близости в правой зоне кривой мощности. Таким образом, все расчеты характеристики турбобура имеет смысл вести для экстремального режима работы или режимов, близких к нему.

2. Следует помнить, что при недоиспользовании крутящего момента турбобура долота отрабатываются на излишне высоких частотах вращения. Это приводит к недобору проходки за рейс долота, и поэтому запас крутящего момента не должен быть излишне большим.

3. При турбинном бурении гидравлическая мощность, которую можно сработать в гидромониторных насадках долота, всегда намного меньше той, которую можно использовать при роторном способе бурения. Поэтому турбинное бурение предпочтительнее применять в разрезах, сложенных достаточно крепкими породами.

При бурении в мягких и пластичных породах необходимо в первую очередь думать об очистке вооружения долота, что обеспечивается пра-95

вильным и несимметричным расположением промывочных каналов долота. Вполне удовлетворительная очистка вооружения шарошек достигается при сработке в долоте перепада давления в 5 МПа.

4. При турбинном бурении целесообразно использовать осевые нагрузки на долото, составляющие 60–80 % тех, которые имеются при роторном способе бурения аналогичных разрезов.

5. Использование одной и той же энергетической характеристики турбобура в разных по буримости разрезах, например, в кварцитах и мягких глинистых сланцах, заведомо ставит турбинный способ бурения в невыгодные условия. Поэтому тип сборки турбобура в каждом конкретном случае должен соответствовать физико-механическим свойствам проходимых пород, гидравлической программе бурения и возможностям применяемого бурового оборудования. Формирование необходимой характеристики осуществляется за счет использования рационального соотношения турбин и решеток ГТ.

Проектирование характеристики турбобура следует начинать с определения так называемого «удельного» крутящего момента на долоте o, выражающего функциональную связь между осевой нагрузкой на долото и крутящим моментом, необходимым для вращения долота:

m = M/G, (4.7)

где o – удельный момент, м; I – крутящий момент, Н?м; G – осевая нагрузка на долото, Н.

Удельные моменты для различных районов бурения и типоразмеров долот определены в результате испытаний турбобуров и электробуров и приводятся во многих источниках.

После определения o находят потребный крутящий момент турбобура на экстремальном режиме

M = mG. (4.8)

При этом нагрузку на долото G выбирают, исходя из типоразмера долота, физико-механических свойств разбуриваемых пород и других факторов.

Зная значение I, можно определить тормозной момент турбобура:

Iт = 2I. (4.9)

Расход бурового раствора определяют, исходя из возможностей насосной группы буровой установки и имеющегося бурильного инструмента. На рис. 4.7 показаны совмещенные характеристики бурового насоса (1) и гидравлического тракта «манифольд – бурильная колонна с долотом – скважина» (2) без учета турбобура. Гидравлическая характеристика насоса строится по паспортным данным, а для манифольда, бурильной колонны, долота и кольцевого пространства скважины определяется расчетным путем или экспериментально.

Точка пересечения кривых 1 и 2 определяет предельные возможности данного бурового насоса. Расход бурового раствора Qmax, соответствующий этой точке, является предельным (не оптимальным) при бурении данной скважины роторным способом. Для создания необходимой эффективной характеристики турбобура рекомендуется использовать значения расхода Q, составляющие 60–80 % Qmax. Выбранное значение Q в большинстве случаев не должно превышать 0,07 л/с на 1 см2 площади забоя скважины.

Если в распоряжении проектировщика не имеется специальных типов турбин, то они выбираются из серийных, выпускаемых машиностроительными заводами. Пересчет параметров характеристики турбобура со стендовых данных производится по формулам (4.6).

При практических расчетах допускается не учитывать потери крутящего момента турбобура в шпинделе и в радиальных опорах секций, так как серийный турбобур обычно работает в зоне, близкой к разгрузке осевой опоры, где эти потери не очень значительны.

Потери давления в проточных каналах турбобура (без учета турбины) при расходе воды, равном 20 л/с, для турбобуров диаметром 164 и 172 мм составляют 0,7 МПа; для турбобуров диаметром 195 мм – 0,4 МПа и для турбобуров диаметром 240 мм – 0,2 МПа.

Работа турбобура считается устойчивой до тех пор, пока обеспечивается как минимум двойной запас тормозного момента по сравнению с рабочим, хотя этот вопрос изучен в недостаточной степени. Регулирование рабочей частоты вращения осуществляется изложенными выше способами. Расчеты ведутся по формулам (4.1)–(4.7).

Конечная цель расчетов заключается в определении числа ступеней турбины и ступеней ГТ (если это необходимо), обеспечивающих необходимые значения крутящего момента и частоты вращения при заданных расходах и плотности бурового раствора. Разумеется, это число должно округляться для того, чтобы соответствовать целому количеству турбинных секций.

Расчет характеристики турбобура целесообразно вести для нескольких вариантов использования имеющихся турбин и ступеней ГТ. Затем выбирается тот вариант, который обеспечивает заданные параметры характеристики при меньшем перепаде давления на турбобуре, или тот, который дает возможность обходиться меньшим числом турбинных секций.