технология бурения 2

vk.com/club152685050 | vk.com/id446425943

Р. А. Иоаннесяном, М. Т. Гусманом и Э. И. Тагиевым безредукторного турбобура с многоступенчатой турбиной. Принципы, заложенные в эту конструкцию, послужили основой для дальнейшего развития турбобуро- строе-ния, а теоретические разработки и положения авторов безредукторного многоступенчатого турбобура позволили создать современную теорию турбинного бурения.

Рассматривая историю появления турбинного способа бурения

вСоветском Союзе, необходимо иметь в виду, что развитие нефтяной отрасли в то время шло по пути резкого наращивания скоростей бурения при относительно слабом техническом оснащении процесса строительства скважин. В довоенные годы страна не располагала необходимым количеством высокопрочных бурильных и утяжеленных труб, а также другим оборудованием. Низкое качество бурильного инструмента было основной причиной многочисленных аварий, что также способствовало широкому внедрению турбобуров, при использовании которых поломки труб практически исключались. Изобретение тогда же способа проводки наклонно направленных скважин турбобурами окончательно закрепило лидирующее положение турбинного бурения в СССР.

Необходимо отметить, что развитие турбинного способа бурения

внашей стране было бы невозможно без огромного внимания и поддержки со стороны государства. Начиная с 1953 г. все работы по турбобурам были сосредоточены в специально созданном Всесоюзном научноисследовательском институте буровой техники (ВНИИБТ) в Москве. Этот институт имел в своем составе научно-конструкторский филиал в г. Перми, два экспериментальных завода – в Московской и Волгоградской областях, испытательный стендовый центр и отделы промышленных испытаний и внедрения, расположенные во всех основных нефтегазовых регионах страны.

Первые турбобуры, разработанные во ВНИИБТ, имели повышенные частоты вращения – от 600 до 1200 об/мин. Это позволяло получать высокие значения механической и рейсовой скорости проходки. При бурении относительно неглубоких скважин турбинный способ обеспечивал повышенный темп углубления по сравнению с роторным и даже выигрывал у него по проходке на долото, что объяснялось низкой стойкостью трехшарошечных долот старых конструкций.

Всередине 50-х гг. в связи с ростом глубин бурения стали стремиться к увеличению числа ступеней турбины для снижения частоты вращения долот. Появились секционные турбобуры, состоящие из 2-3 секций, собираемых в одну машину непосредственно на буровой. Секции свинчивались с помощью конической резьбы, а их валы соединялись ко- нусно-шлицевыми муфтами. Осевая опора секционного турбобура устанавливалась в нижней секции. В дальнейшем, с целью упрощения

9

vk.com/club152685050 | vk.com/id446425943

эксплуатации турбобуров, осевая опора была вынесена в отдельную секцию – шпиндель. Это усовершенствование позволило производить смену наиболее быстро изнашиваемого узла турбобура – его осевой опоры – непосредственно на буровой.

Огромное значение для дальнейшего развития турбинного бурения имело открытие и начало массового разбуривания нефтегазовых месторождений в Западной Сибири. Геологический разрез здесь был представлен в основном мягкими и малоабразивными породами. Продуктивные пласты залегали на небольшой глубине – от 2000 до 3000 м. В связи с внедрением кустового метода разработки месторождений все скважины проектировались наклонно направленными. Широкое применение турбинного способа бурения при разработке нефтегазовых месторождений Западной Сибири позволило в кратчайшие сроки построить огромное количество работающих скважин и довести добычу нефти и газа в нашей стране до рекордных величин.

В настоящее время турбобуры являются основным видом привода безопорных алмазных долот, оснащенных природными или синтетическими монокристаллическими алмазами, как однослойных, так и импрегнированных. Турбоалмазное бурение является наиболее эффективной областью применения современных высокооборотных турбобуров.

8.3.Рабочий процесс турбобура

8.3.1.Гидромеханика турбины

Рабочим органом турбобура является турбина. В современных секционных турбобурах применяются многоступенчатые турбины осевого типа. В стандартном трехсекционном шпиндельном турбобуре содержится 330–360 ступеней турбины. Каждая ступень турбины состоит из статора и ротора (рис. 8.1).

Статоры и роторы имеют лопатки, равномерно расположенные по радиусам. Лопатки установлены под определенным углом по отношению к оси турбины и имеют гидравлически обтекаемый профиль. Лопатки статора направлены в сторону, противоположную лопаткам ротора. Статоры закрепляются в корпусе турбобура, являются его неподвижными деталями и называются направляющим аппаратом турбины. Роторы закрепляются на валу турбобура, являются его вращающимися деталями и называются рабочими колесами турбины. Такая конструкция турбины обеспечивает вращение ротора (вала турбобура) и возникновение крутящего момента при принудительном потоке промывочной жидкости, подаваемой буровыми насосами в турбобур.

10

vk.com/club152685050 | vk.com/id446425943

Рис. 8.1. Ступень турбины турбобура

При движении промывочной жидкости в каждой ступени турбины происходит силовое взаимодействие потока и лопаток. Пространство между соседними лопатками статора и ротора образуют криволинейные каналы, имеющие разные по направлению углы входа и выхода (рис. 8.2).

Проходя через лопатки направляющего аппарата (статора), поток жидкости выходит под определенным углом и попадает на лопатки рабочего колеса (ротора). Проходя через каналы ротора, поток изменяет свое направление и выходит под другим углом, попадая в статор следующей ступени. Здесь поток вновь меняет направление и попадает в следующий ротор, где процесс повторяется. Таким образом, условно прямолинейный поток промывочной жидкости, подаваемой буровыми насосами, попадая в криволинейные каналы между лопатками статора и ротора, изменяет свое направление в результате воздействия на него стенок этих каналов. Это силовое воздействие вызывает противоположно направленную реактивную силу, с которой поток жидкости действует на лопатки статора и ротора.

Кроме реактивной силы, на лопатки статора и ротора действует и так называемая подъемная сила. Механика действия подъемной силы в турбине турбобура аналогична действию подъемной силы крыла летящего самолета (рис. 8.3).

11

vk.com/club152685050 | vk.com/id446425943

Рис. 8.2. Движение жидкости в турбине турбобура:

C – абсолютная скорость; W – относительная (переносная) скорость;

U – окружная скорость

Рис. 8.3. Обтекание крыла самолета потоком воздуха: расстояние от точки А до точки В над крылом больше, чем под крылом;

Fп – подъемная сила

Поток воздуха обтекает профиль крыла сверху и снизу с разными скоростями, т.к. за одинаковое время частицы воздуха над крылом проходят больший путь, чем частицы воздуха под крылом. Увеличение скорости потока воздуха над крылом вызывает уменьшение давления (разрежение) над крылом и, соответственно, возникновение подъемной силы. Практически то же самое происходит и в турбине турбобура при обтекании профиля лопаток потоком жидкости.

12

vk.com/club152685050 | vk.com/id446425943

Результирующая сила, действующая на лопатки ротора, направлена перпендикулярно к оси турбины и заставляет ротор и вал турбобура вращаться по часовой стрелке. Крутящий момент, возникающий на валу турбобура при наличии какого-нибудь сопротивления его вращению, например момента на долоте, равен произведению этой силы на средний радиус турбины. Соответственно, сила, действующая в статоре, закрепленном в неподвижном корпусе турбобура, вызывает реактивный момент, равный по величине крутящему моменту на валу турбобура, но направленный в противоположную сторону, т.е. против часовой стрелки. Реактивный момент воспринимается бурильными трубами, к которым присоединен корпус турбобура. Таким образом, в турбине турбобура происходит превращение одного вида кинетической энергии в другой: энергия движущегося потока промывочной жидкости преобразуется в механическую энергию вращения вала.

Движение жидкости в канале между двумя соседними лопатками показано на рис. 8.2. Видно, что из лопаток статора жидкость вытекает со скоростью C1, направленной под углом, близким к углу выходной части лопаток. Попав в ротор, частицы жидкости участвуют в двух движениях: переносном, вращаясь вместе с рабочим колесом турбины с окружной скоростью U, и относительном, перемещаясь вдоль лопаток с относительной скоростью W2. Геометрическая сумма этих двух скоростей дает величину и направление абсолютной скорости движения жидкости C2.

В теории турбин связь между абсолютной, относительной и переносной (окружной) скоростью устанавливается при помощи треугольников скоростей (рис. 8.2). Треугольники скоростей строятся для входа жидкости в лопатки ротора и для выхода жидкости из лопаток ротора. Различают два вида треугольников скоростей: конструктивные и гидродинамические. Первые строятся по заданным постоянным углам, которые образует средняя линия профиля лопатки на входе и выходе. Эти углы называются конструктивными углами лопатки. Гидродинамические треугольники скоростей строятся по векторам относительной и окружной скорости. Понятно, что при изменении частоты вращения ротора и, соответственно, его окружной скорости вид гидродинамического треугольника будет меняться. При проектировании турбин стремятся к совпадению конструктивного и гидродинамического треугольников скоростей, чтобы обеспечить так называемую безударную работу турбины. В этом случае струи жидкости входят в ротор и статор без излома и без потерь энергии на удар. Однако такое совпадение возможно только для одного режима работы турбины – безударного. На всех других режимах конструктивный и гидродинамический треугольники скоростей совпадать не будут.

Выдающийся ученый Леонард Эйлер (1707–1783) дал математическое описание сложного процесса силового взаимодействия потока жидкости с лопатками гидравлических турбин. Сделав ряд допущений об установившемся характере потока и др., Эйлер получил уравнение для определения крутящего момента турбины:

13

vk.com/club152685050 | vk.com/id446425943

M = QZ	γ	r(C1U − C2U ),	(8.1)
	g

где M – крутящий момент, развиваемый турбиной; Z – количество ступеней турбины:

Q – расход жидкости;

γ – удельный вес жидкости;

g – ускорение свободного падения; r – средний радиус турбины;

C1U, C2U – проекции абсолютной скорости жидкости на направление окружной скорости ротора, при входе и выходе соответственно.

Он также получил формулы для определения эффективного напора (перепада давления) жидкости, преобразуемого в механическую работу с помощью лопаточного аппарата турбины, и для определения эффективной гидравлической мощности, снимаемой с вала турбины:

Hэф = Z U (C1U − C2U );			(8.2)
g
Nэф = QZ	γ	(C1U − C2U ),	(8.3)
	g

где Hэф – эффективный напор жидкости; Nэф – эффективная мощность турбины; U – окружная скорость ротора.

В современной технической литературе принято также пользоваться преобразованными формулами Эйлера для крутящего момента и эффективного перепада давления на турбине:

	M = 2πQρZr2 n ;	(8.4)
	Pэф = 4π 2 ρZr2 n2 ,	(8.5)
где ρ – плотность жидкости.	Размерности: M	– Н∙м, Pэф – Па, Q –
м3/с, ρ – кг/м3, r – м, n – с-1.

Выражения (8.4) и (8.5) наглядно иллюстрируют функциональную связь между крутящим моментом, развиваемым турбиной, эффективным перепадом давления на ней, свойствами промывочной жидкости и конструктивными параметрами турбины. Из них также следует, что невозможно создать турбину, имеющую одновременно высокий крутящий момент и низкую частоту вращения. При ограничениях, накладываемых практическими условиями бурения, а именно расходом и плотностью бурового раствора, диаметром и длиной турбобура, а также величиной крутящего момента, необходимой для эффективной работы долота в данной горной породе, оказывается нереальным снизить частоту вращения вала турбобура только путем профилирования лопаток.

14

vk.com/club152685050 | vk.com/id446425943

При протекании промывочной жидкости через лопаточный аппарат турбины наряду с возникновением крутящего момента имеют место и потери энергии. Это обусловлено действием сил лобового сопротивления лопаток, утечками жидкости через радиальные зазоры и трением жидкости о вращающиеся части турбины. Величины этих потерь зависят от вида профиля, шероховатости поверхности лопаток, а также от режима обтекания лопаток жидкостью. Кроме перечисленных факторов, на энергетические потери влияет механическое трение в опорах и уплотнениях турбобура.

Движение реального потока вязкой промывочной жидкости (бурового раствора) в турбине является неравномерным и нестационарным. Частицы жидкости, проходя через лопатки, ускоряются и образуют вихри. Скорость потока в каналах статора и ротора меняется не только по величине, но и по направлению. При больших углах поворота канала возможен отрыв жидкости от поверхности лопатки. Кроме этого, из-за постоянного изменения режима работы в турбине возникают гидравлические ударные потери. Эти потери повышают затраты энергии на всех режимах работы турбины, кроме безударного. Необходимо отметить, что гидравлические ударные потери существенно увеличивают полный напор (перепад давления), затраченный в турбине, но не отражаются на величине эффективного напора жидкости, достаточно точно определяемого по формуле Эйлера. Отношение эффективно реализованного в турбине напора Hэф к затраченному напору H называется гидромеханическим коэффициентом полезного действия (КПД) турбины:

ηг =	Hэф	.	(8.6)
	H

Гидромеханический КПД характеризует степень совершенства проточной части турбины, конструктивных углов лопаток, качество профилей лопаток и качество поверхностей каналов.

Утечки жидкости через радиальные зазоры турбины характеризуются объемным КПД:

	ηo = 1−	q	,	(8.7)
		Q

где q – утечка через зазоры;

Q – расход жидкости через турбину.

Потери, обусловленные трением жидкости о вращающиеся части турбины, как правило, являются незначительными.

8.3.2. Энергетическая характеристика турбобура

Энергетической характеристикой турбобура называется совокупность зависимостей крутящего момента M, перепада давления Р, мощности N и коэффициента полезного действия η от частоты вращения вала n, характеризующих режим работы турбобура, при заданных значениях расхода Q и плотности ρ бурового раствора (рис. 8.4).

15

vk.com/club152685050 | vk.com/id446425943

а

б

в

Рис. 8.4. Энергетическая характеристика турбобура:

а– зависимость крутящего момента M от частоты вращения n;

б– зависимость перепада давления P от частоты вращенияn; в – зависимости мощности N и КПД η от частоты вращенияn; 1 – турбина

нормальноциркулятивного типа; 2 – турбина высокоциркулятивного типа; 3 – турбина низкоциркулятивного типа

16

vk.com/club152685050 | vk.com/id446425943

Энергетическую характеристику турбобура определяет характеристика установленной в нем турбины.

Основными параметрами энергетической характеристики турбины турбобура являются:

– тормозной (максимальный) крутящий момент Мт;

– частота вращения на холостом режиме (максимальная) nx;

– частота вращения на режиме максимальной мощности nэ;

– перепад давления на рабочем режиме Р;

– перепад давления на тормозном режиме Pт;

– перепад давления на холостом режиме Рх;

– максимальная мощность Nм;

– максимальный КПД ηм.

Основными режимами работы турбины являются:

–тормозной, при n = 0, М = Мт;

–экстремальный, при N = Nм;

–оптимальный, при η = ηм;

–холостой, при n = nx, M = 0.

Обычно экстремальный режим работы турбобура считается его ра-

бочим режимом, т.к. при этом реализуется максимальная мощность гидротурбинного двигателя.

Величина развиваемого турбиной крутящего момента зависит от режима ее работы, т.е. от частоты вращения вала. Для большинства турбин эта зависимость линейна и описывается уравнением:

			n		,	(8.8)
	M
		= MТ 1 −
			nх

где М – крутящий момент; Мт – тормозной крутящий момент; n – частота вращения;

nx – холостая частота вращения.

Графически зависимость (8.8) показана на рис. 8.4 а.

Перепад давления на турбине складывается из эффективного напора и потерь давления на вредные сопротивления при течении жидкости по криволинейным каналам турбин и при переходах из статора в ротор и из ротора в статор. Зависимость общего перепада давления на турбине от частоты вращения (рис. 8.4 б) определяется типом турбины. Для турбин нормального типа, у которых режим безударного входа жидкости соответствует n = 0,5nx, перепад давления P практически не зависит от частоты вращения n. Турбины высокоциркулятивного типа, у которых режим безударного входа жидкости смещен в левую зону характеристики, имеют зависимость P(n), возрастающую с увеличением частоты вращения n. Наконец, турбины низкоциркулятивного типа, с режимом безударного входа жидкости, смещенным в правую зону характеристики, имеют зависимость P(n), уменьшающуюся с ростом n.

17

vk.com/club152685050 | vk.com/id446425943

Графические зависимости мощности и КПД турбины от частоты вращения (рис. 8.4 в) имеют вид парабол с максимумом, соответствующим 0,5nx. У турбин нормального типа экстремальный и оптимальный режимы совпадают и соответствуют n = 0,5nх и M = 0,5Mт. У турбин высокоциркулятивного типа максимум КПД несколько смещен в сторону тормозного режима, а у турбин низкоциркулятивного типа – в сторону холостого режима.

При постоянном значении расхода бурового раствора через турбину развиваемый ею крутящий момент на экстремальном режиме M и эффективный перепад давления Pэф могут быть определены по преобразованным формулам Эйлера (8.4) и (8.5). Общий перепад давления на турбине нормального типа определяется по формуле

P =	Pэф	.	(8.9)
	η

Максимальная механическая мощность турбины определяется из выражения

NM = 2πMn .			(8.10)
Коэффициент полезного действия КПД:
η =	2πMn	.	(8.11)
	PQ

Характеристические параметры турбин турбобуров зависят от значений расхода Q и плотности ρ бурового раствора, а также от количества ступеней турбины Z. При увеличении расхода промывочной жидкости частота вращения ротора турбины увеличивается прямо пропорционально, крутящий момент и перепад давления возрастают в квадрате, а мощность – в кубе. При увеличении плотности бурового раствора частота вращения не изменяется, а крутящий момент, перепад давления и мощность увеличиваются прямо пропорционально. Также пропорционально растут крутящий момент, перепад давления и мощность при увеличении количества ступеней турбины, а частота вращения от этого не зависит. Значение максимального КПД турбины не зависит от изменения указанных факторов. Пересчет параметров характеристики турбины производится по формулам:

M ~ Q2	n ~ Q	P ~ Q2	N ~ Q3	η inv Q
M ~ ρ	n inv ρ	P ~ ρ	N ~ ρ	η inv ρ	(8.12)
M ~ Z	n inv Z	P ~ Z	N ~ Z	η inv Z

Энергетические характеристики турбин турбобуров определяют экспериментально, при испытаниях нескольких (обычно пяти) ступеней на специальном турбинном стенде. Статоры и роторы испытуемой турбины устанавливаются в специальную камеру, через которую прокачивается промывочная жидкость (обычно техническая вода). Вращающийся

18