Турбобур с редуктором-вставкой

по сравнению с другими гидравлическими двигателями пере­ падом давлений.

Маслонаполненный редуктор-вставка применяется в соче­ тании с турбинными секциями и шпинделем серийно выпус­ каемых турбобуров. Редуктор-вставка устанавливается между шпинделем и турбинными секциями, снабжен планетарной передачей и системой маслозащиты передачи и опор.

Планетарная передача двухрядная, зубчатая, с косозубым зацеплением Новикова. Система маслозащиты имеет уплот­ нения торцового типа. Выходной вал с помощью шлицевой муфты соединен с валом шпинделя, а входной вал с помо­ щью полумуфты — с турбинными секциями.

Редуктор-вставка представляет собой автономный узел, который может быть заменен непосредственно на буровой. Энергетические характеристики турбобура с редукторомвставкой и разными типами турбин приведены в табл. 7.6.

При испытаниях турбобуров средняя наработка на отказ маслонаполненного редуктора составила 100—115 ч, а при бурении скважин с высокими забойными температурами (свыше 150 °С) — около 40 ч.

Шпиндель с лабиринтным дисковым уплотнением

В настоящее время нашли промышленное применение и подготовлены для серийного производства шпиндели типа ШФД (табл. 7.7) с лабиринтным дисковым уплотнением (см. рис. 7.3). Они предназначены для использо­ вания с турбинными секциями серийных турбобуров при ча­ стоте вращения вала до 25 с-1 и обеспечивают увеличение наработки на отказ и межремонтного периода турбобура в 1,5—2,5 раза по сравнению с тем, когда используются шпин­ дели серийно выпускаемых конструкций. Увеличение нара­ ботки на отказ достигается за счет частичной изоляции кар-

тера осевой опоры от поступления бурового раствора, со­ держащего твердую абразивную фазу. Такая изоляция обес­ печивается оборудованием верхней части вала шпинделя "расходным" лабиринтным уплотнением и установкой между лабиринтным уплотнением и уплотнениями картера осевой опоры дренажной втулки, отверстия которой сообщаются с пространством скважины.

Уплотнители картера осевой опоры выполнены из элас­ тичного материала, укреплены на валу и контактируют с це­ ментированным металлическим диском, закрепленным в кор­ пусе, при этом число пар уплотнитель —диск равно восьми.

Для соединения с верхнерасположенными турбинными секциями вал шпинделя оборудован в верхней части конусно­ шлицевой полумуфтой, которая одновременно служит для сжатия пакета деталей, набранных на валу. Для центрации вала используются резинометаллические радиальные опоры, одна из которых установлена между полумуфтой и лаби­ ринтным уплотнением, а две другие — в нижней части вала. Лабиринтное уплотнение состоит из набора парных дисков ротора и статора и рассчитано на работу с перепадом давле­ ний в насадках долота до 7 МПа. В картере осевой опоры между двумя блоками уплотнителей установлен упорно­ радиальный шариковый подшипник серии 128 000.

По результатам сравнительных испытаний, проведенных в ПО "Куйбышевнефть", шпиндель ШФД-195 имеет наиболь­ шую наработку на отказ - (183 ч) из всех негерметизированных конструкций новых шпинделей турбобуров, разрабо­ танных ВНИИБТ. Конструктивные характеристики шпинде­ лей приведены в табл. 7.8.

Герметизированный маслонаполненный шпиндель

В настоящее время нашли промышленное применение и подготовлены для серийного производства гер­ метизированные маслонаполненные шпиндели типа ШГД (рис. 7.5). Шпиндели предназначены для использования с турбинными секциями серийных турбобуров при частотах вращения вала до 15 с"*1 и обеспечивают увеличение наработки на отказ и межремонтного периода турбобура в 2—4 раза по сравнению с использованием шпинделей серийно выпускаемых турбобуров.

Увеличение наработки на отказ в шпинделях ШГД дости­ гается полной герметизацией картера осевой опоры от по­ ступления бурового раствора, содержащего твердую абразив­ ную фазу, причем картер осевой опоры заполнен смазкой. Надежная герметизация картера осевой опоры обеспечивает­ ся тем, что на герметизирующие уплотнения не действует пе­ репад давлений, срабатываемый в насадках долота. Это стало возможным при использовании "расходного" лабиринтного уплотнения, аналогичного применяемому в шпинделях ШФД. Лабиринтное уплотнение установлено в верхней части вала над герметизирующими элементами. Раствор, прошедший через лабиринтное уплотнение, сбрасывается в затрубное пространство через отверстия в корпусе, расположенные над герметизирующим элементом. Герметизирующие элементы, выполненные из эластичного материала, закреплены на валу и контактируют с цементированным металлическим диском, закрепленным в корпусе.

Вал центрируется относительно корпуса тремя резиноме­ таллическими радиальными опорами, одна из которых уста­ новлена в верхней части вала, две другие — в нижней. Полумуфта закрепляется на валу малоконусной резьбой с внут­ ренним упорным торцом и одновременно своим наружным торцом сжимает пакет деталей, набранных на валу. С верх­ нерасположенными турбинными секциями полумуфта соеди­ няется конусно-шлицевым соединением, имеющим такие же присоединительные размеры, как и полумуфта серийно вы­ пускаемого турбобура. Лабиринтное уплотнение состоит из набора парных дисков ротора и статора и рассчитано на ра­ боту с перепадом давлений в насадках долота до 7 МПа. Для предотвращения попадания шлама в лабиринтные диски сле­ дует поддерживать перепад давлений в насадках долота не менее 2 МПа.

Рис. 7.5. Герметизированный мас­ лонаполненный шпиндель

Герметизирующие уп­ лотнители установлены над картером осевой опоры и под ним и объединены для удобства монтажа и де­ монтажа в отдельные бло­ ки. По принятой класси­ фикации герметизирую­ щие элементы состоят из двух частей: одна из них установлена в среде буро­ вого раствора, другая — в среде смазки. При этом между этими частями об­ разуется буферная зона, которая через регулирую­ щий клапан соединена с картером осевой опоры.

Назначение клапана комплексное:

поддержание заданного начального давления смаз­ ки в картере осевой опо­ ры как во время заправки, так и в процессе работы, когда происходит увеличе­ ние объема смазки вслед­ ствие ее разогрева;

создание встречного дви­ жения смазки буровому раствору в пределах бу­ ферной зоны между двумя уплотнителями и продавливание смазки между тор­ цами уплотнителя и антифрикциона;

возможность секционирования герметизирующих эле­ ментов с одновременным исключением воздушных пробок между герметизирующими элементами за счет перетока смазки через клапан;

равномерное распределение давления по всем образован­ ным буферным зонам;

вывод остатков воздуха при заправке шпинделей смазкой. Клапан установлен в диске, закрепляемом в корпусе.

опоры скольжения.

В качестве смазки может использоваться индустриальное масло и нигрол.

Конструкция шпинделя допускает производство доза­ правки или полной смены смазки на буровой, для чего верх­ няя и нижняя части картера снабжены заправочными втул­ ками.

Внастоящее время ведутся работы по использованию сма­ зок, обладающих высокоэффективными тормозящими свой­ ствами. С внедрением таких смазок применение герметизи­ рованных шпинделей станет еще более эффективным, так как тормозное устройство станет наиболее компактным из всех известных.

Врезультате сравнительных испытаний новых шпинделей турбобуров шпиндель ШГД-195 признан наиболее надежной и долговечной конструкцией. Его средняя наработка на отказ составила 294 ч.

Конструктивные характеристики шпинделей ШГД приве­ дены в табл. 7.9.

Турбины современных турбобуров

Турбина турбобура представляет собой пре­ образователь гидравлической энергии потока жидкости в ме­ ханическую энергию вращения вала.

Турбина современного турбобура — многоступенчатая, осевого типа и состоит из систем статоров и роторов. Как правило, система статоров связана с корпусом, а система ро­ торов — с валом турбобура (рис. 7.6).

При постоянном значении расхода бурового раствора че­ рез турбину развиваемый ею крутящий момент определяется

где О — расход жидкости; р — плотность жидкости; г — средний радиус турбины; clu, с2и ~ 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

где и — окружная скорость турбины на среднем диаметре. Развиваемый турбиной крутящий момент зависит от ре­

жима ее работы, т.е. от частоты вращения ротора турбины. Для большинства современных турбин эта зависимость ли­ нейна и определяется уравнением

где Мт — тормозной (предельный) крутящий момент; л — частота вращения ротора; пх — частота вращения ротора на холостом режиме (предельная).

Совокупность зависимостей крутящего момента, перепада давления, мощности и КПД от частоты вращения называется энергетической характеристикой турбины. Энергетическая характеристика представлена на рис. 7.7. Как видно из гра­ фиков, характеристика турбины турбобура — сериесная. Однако это не означает, что турбобур может работать на всех режимах — от холостого до тормозного. Известно, что при увеличении осевой нагрузки частота вращения вала тур­ бобура вначале уменьшается, затем турбобур начинает неус­ тойчиво работать, а потом резко останавливается — "срывается". Частота вращения при этом, как правило, быва­ ет не ниже 0,4 лх.

“Срыв" турбобура объясняется многими факторами, ос­ новными из которых являются нелинейный рост момента сопротивления на долоте и в пяте турбобура при увеличении осевой нагрузки и снижении частоты вращения, низкочас­ тотные колебания момента сопротивления из-за вибраций и неравномерностей подачи бурового инструмента, перемежае­ мость 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 мощ­ ности.

Эти режимы в большинстве случаев характеризуются так­ же и максимальным значением механической скорости про-

M;N;p;y\

Рис. 7.7. Энергетическая характеристика турби­ ны турбобура:

М — крутящий момент; Мт — тормозной мо­ мент; N — мощность; Мэ - максимальная мощ­ ность; р — перепад дав­ ления; л — частота вра­ щения; пэ, лх, л0 - частота вращения соот­ ветственно на экстре­ мальном, холостом и оптимальном режимах;

Л - КПД; Ло “ макси­ мальный КПД

ходки. 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 бу­ рильного инструмента и чем больше перемежаемость гор­ ных пород, тем ближе к холостому режиму должен распола­ гаться рекомендуемый рабочий режим турбобура и тем, сле­ довательно, ниже должна быть частота вращения холостого хода.

Для расчета характеристики турбины могут исполь­ зоваться преобразованные формулы, определяющие крутя­ щий момент и перепад давления на режиме максимальной мощности:

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

п ~ Q; М ~ Q2; р ~ О2; N ~ О3; Л inv Q;

п inv z; М ~ z; р ~ z; N ~ z; п inv z,

где N —мощность турбины.

Турбины турбобуров изготавливаются из малолегирован­ ной стали преимущественно цельнолитыми в земляные фор­ мы и составными, когда лопаточный венец выплавляется точ­ ным литьем по моделям. Выпускаются также лопаточные венцы, изготовленные из пластмассы. Стойкость пластмас­ совых венцов, как правило, намного ниже стойкости сталь­ ных.

Характеристики турбин определяются экспериментально при испытаниях на специальном турбинном стенде. В табл. 7.10 даны основные параметры стендовых энергетических характеристик серийных и некоторых опытных турбин тур­ бобуров, выпускаемых промышленностью.

Турбобуры зарубежных фирм За рубежом производством, прокатом и об­

ма "Nerpic", и "Turboservice", контролируемая фирмой “Eastman". Однако в эксплуатации у многих мелких субпод­ рядчиков, владеющих 1—5 турбобурами, сохраняются маши­ ны, выпущенные более 15 лет назад фирмами "Eastman", “Salzgitter" и "Trauzel".

За исключением отдельных случаев в конструкциях фирмы “Neyrfor" используется многоступенчатая шаровая опора ка­ чения, очень напоминающая наш отечественный прототип, турбобуры зарубежных фирм содержат в качестве осевой опоры многорядную резинометаллическую пяту, а их ради­ альные опоры выполнены в виде двух втулок, одна из кото­ рых — стальная — закреплена на валу, а другая — эластич­

ная —в корпусе.

В табл. 7.11 представлены технические характеристики турбобуров фирмы "Neyrfor". Следует отметить, что из

Т а б л и ц а 7.13

Краткие технические характеристики турбобуров фирмы ‘Turboservise"

В табл. 7.13 и 7.14 приведены технические характеристики турбобуров фирмы “Turboservice". Общее число типоразме­ ров турбобуров достигает 25, при этом для направленного бурения предназначено 4 типоразмера турбобуров. Турбобу­ ры оснащаются турбинами двух типов (N нормальные,

Регулирование характеристики турбобура

Как было показано выше, турбины турбобу­ ров при прокачивании через их лопаточный аппарат посто­ янного расхода жидкости развивают крутящий момент, пря­ мо пропорциональный частоте вращения ротора. Эта зави­ симость для всех типов турбин описывается известным урав­ нением Эйлера (7.1), из которого вытекает связь крутящего момента на турбине с частотой вращения ее ротора (на экс­ тремальном режиме). Поскольку при заданном значении рас­ хода бурового раствора и ограниченном числе ступеней (как правило, 300—330) турбина должна обеспечивать определен­ ный тормозной крутящий момент, необходимый для устой­ чивой работы турбобура; частота вращения вала при холос­ том режиме также не может быть ниже вполне определенной величины. Расчеты показывают, что при О = 30 л/с, М г = = 4000 Н-м, z = 300 значение пх не может быть ниже 18 с’ 1.

С целью снижения частоты вращения вала турбобура, в первую очередь на холостом режиме, при сохранении преж­ них значений крутящего момента, т.е. для увеличения отно­ шения Мт/п х, применяют различные способы регулирования

характеристики турбобура. Рассмотрим основные из них, которые используются в опытных конструкциях турбобу­ ров.

Клапанное регулирование. Наиболее эффективное регули­ рование характеристики турбобура, т.е. максимальное сни­ жение л при том же значении М, достигается при регулиро­ вании расхода жидкости, протекающей через лопатки тур­ бин, с помощью клапанного устройства. При этом в зависи­ мости от схемы забойного двигателя клапан устанавливается в бурильных трубах (при обычном турбобуре) или в полом валу турбобура. Последний вариант представляется наиболее целесообразным, так как часть бурового раствора при этом не сбрасывается в кольцевое пространство скважины над турбобуром, а суммируясь с основным потоком, поступает непосредственно на долото.

Клапанное регулирование применяется только при исполь­ зовании турбины с уменьшающимся к тормозному режиму перепадом давления. При этом открытие клапана осуществ­ ляется автоматически, за счет изменения перепада давления на трубине, в зависимости от режима работы. На тормозном режиме клапан полностью закрыт и вся жидкость поступает на лопатки турбины. По мере разгона турбобура перепад давления увеличивается и через клапан сбрасывается все больше жидкости. Максимальное открытие клапана соответ­ ствует холостому режиму работы турбобура.

Клапанное регулирование позволяет получить нелинейную, прогнутую к началу (в М — п координатах) моментную ха­ рактеристику, что имеет большое практическое значение, так как при этом уменьшается минимально устойчивая частота вращения вала турбобура.

Частоту вращения на холостом режиме можно определить

где лх — частота вращения вала турбобура без клапана на холостом режиме.

Как видно из формулы (7.7), возможность максимального снижения л определяется значением а, которое для реальных турбин с уменьшающимся к тормозному режиму перепадом давления, например для А7НЧС, составляет 1,95.

Регулирование с помощью ступеней гидродинамического торможения. С целью снижения частоты вращения вала тур­ бобура на холостом режиме применяют ступени гидродина­

мического торможения (ГГ). Ступени ГГ представляют собой плоскую решетку, профили статора и ротора которой на­ клонены к плоскости, перпендикулярной оси вала турбобура под одним углом. При вращении такой решетки в среде по­ тока бурового раствора на роторе ступени ГТ возникает кру­ тящий момент, пропорциональный частоте вращения и на­ правленный в сторону, противоположную движению вала. Важной особенностью гидродинамического торможения явля­ ется то, что при п = 0 крутящий момент на ступенях ГТ не возникает и, следовательно, тормозной момент турбины не уменьшается.

Результирующая частота вращения вала турбобура опреде­ ляется по формуле

где л,, л — частота вращения вала турбобура соответственно при использовании ступеней ГТ и без ступеней ГТ; z lt z — число ступеней соответственно ГТ и турбины; ср — коэффи­ циент, определяющий эффективность гидротормоза, ф =

=0,9+1,25.

Для современных конструкций плоских гидродинамичес­

ких решеток торможения коэффициент ф = 0,9+1,0. Перепад давления на ступенях гидроторможения практиче­

ческого сопротивления одной ступени гидроторможения. О —расход бурового раствора, м3/с; р — плотность бурово­ го раствора, кг/см3; z — число ступеней гидротормоза.

Для турбобуров диаметрами 240 и 195 мм, значение £ со­ ставляет 0,003 и 0,0065 соответственно.

Регулирование путем сочетания турбин разного типа.

Этот способ заключается в сборке на одном валу турбобура разнотипных турбин, работающих при одинаковом расходе бурового раствора. Его следует применять в случае, когда в наличии имеются два типа турбин и более, каждый из кото­ рых в отдельности не удовлетворяет требованиям технологии

бурения.

Следует отметить, что применение комбинации двух (и более) типов турбин, либо турбины и гидротормоза, собран­

ных на одном валу, энергетически менее выгодно, чем ис­ пользование одного (оптимального) типа турбины при том же числе ступеней, так как в каждом конкретном случае перепад давления на турбине оптимального типа будет ниже, чем та­ кой же, получающийся при сочетании турбин двух типов и более. Однако такую турбину для каждого конкретного слу­ чая бурения нужно специально спроектировать и изготовить. А наличие, например, двух типов турбин — тихоходной и быстроходной, либо турбины и гидротормоза позволяет опе­ ративно получать вполне приемлемую характеристику турбо­ бура и в случае необходимости изменять ее.

Так как характеристики турбин разные, то суммарный крутящий момент турбобура образуется в результате сложе­ ния моментов, развиваемых каждым типом турбин:

где М, — крутящий момент, развиваемый турбиной /-го типа. Суммарный перепад давления

где р, — перепад давления на турбине /-го типа.

Результирующая частота вращения на холостом режиме определяется из выражения

где nz — результирующая частота вращения вала турбобура на холостом режиме; AfT/ — тормозной момент турбины /-го типа; лХ| — частота вращения турбины /-го типа на холостом режиме.

В частности, если используются два типа турбин, то пара­ метры результирующей энергетической характеристики оп­ ределяются по формулам:

тормозной момент

перепад давления

где Мх1, р,, лх1, z, — соответственно тормозной момент од­ ной ступени, перепад давления на одной ступени, частота вращения на холостом режиме, число ступеней турбины 1-го типа соответственно; Мт2, р2, лх2, z2 — то же, для турбины 2-го типа.

Регулирование с помощью перетоков жидкости в турбине.

Исследованиями установлено, что при увеличении радиально­ го зазора между ротором и статором турбины с уменьшаю­ щимся к тормозному режиму перепадом давления в отличие от турбин нормального типа возрастает прогиб линии мо­ ментов. Это объясняется тем, что зазор выполняет функцию нерегулируемого гидросопротивления, а рабочий поток жид­ кости через турбину разделяется на два, один из которых поступает на лопатки турбины, а другой — в зазор. В ре­ зультате изменения перепада давления на лопатках, который определяется режимом работы турбин, соотношение между двумя потоками меняется. Это явление было использовано при разработке новых турбин высокоциркулятивного типа с увеличенным радиальным зазором. Эти турбины, имеющие шифр А7ПЗ, имеют нелинейную моментную характеристику. Отношение Мх/л х у них в 1,35 раза выше, чем у обычных турбин. Кроме того, как уже отмечалось, прогиб линии мо­ ментов позволяет снизить минимально устойчивую частоту вращения.

Эффективность применения ступеней ГТ с такими турби­ нами значительно возрастает, что также объясняется наличи­ ем прогиба у линии момента этой турбины.

Проектирование характеристики турбобура

Для эффективного применения турбобура не­ обходимо правильно спроектировать его энергетическую ха­ рактеристику. При этом следует руководствоваться следую­ щими 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 характерис­ тики турбобура имеет смысл вести для экстремального ре­ жима работы или режимов, близких к нему.

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

3.При турбинном бурении гидравлическая мощность, ко­ торую 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 доста­ точно крепкими породами.

При бурении в мягких и пластичных породах необходимо

впервую очередь думать об очистке вооружения долота, что обеспечивается правильным и несимметричным расположе­ нием промывочных каналов долота. Вполне удовлетворитель­ ная очистка вооружения шарошек достигается при сработке

вдолоте перепада давления 5 МПа.

4.При турбинном бурении целесообразно использовать осевые нагрузки на долото, составляющие 60 —80 % тех, ко­ торые имеют место при роторном способе бурения анало­ гичных разрезов.

5.Использование одной и той же энергетической характе­ ристики турбобура в разных по буримости разрезах, напри­ мер в кварцитах и мягких глинистых сланцах, заведомо ста­ вит турбинный способ бурения в невыгодные условия. По­ этому тип сборки турбобура в каждом конкретном случае должен соответствовать физико-механическим свойствам про­ ходимых пород, гидравлической программе бурения и воз­ можностям применяемого бурового оборудования. Формиро­ вание необходимой характеристики осуществляется за счет ис­ пользования различного соотношения турбин и решеток ГТ.

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

Точка пересечения кривых 1 и 2 определяет предельные возможности данного бурового насоса. Расход бурового рас­ твора Отах, соответствующий этой точке, является предель­ ным (не оптимальным) при бурении данной скважины ро­ торным способом. Для создания необходимой эффективной характеристики турбобура рекомендуется использовать зна­ чения расхода О, составляющие 60 —80 % Отах. Выбран­ ное значение О в большинстве случаев не должно превышать 0,07 л/с на 1 см2 площади забоя скважины.

Если в распоряжении проектировщика не имеется специ­ альных типов турбин, то они выбираются из серийных, вы­ пускаемых машиностроительными заводами. Пересчет пара­ метров характеристики турбобура со стендовых данных производится по формулам (7.6).

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

Работа турбобура считается устойчивой до тех пор, пока обеспечивается как минимум двойной запас тормозного мо­ мента по сравнению с рабочим, хотя этот вопрос изучен в недостаточной степени. Регулирование рабочей частоты вра­ щения осуществляется изложенными выше способами. Расче­ ты ведутся по формулам (7.1) — (7.15).

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 бу­ рового раствора. Разумеется, это число должно округляться для того, чтобы соответствовать целому количеству турбин­ ных секций.

Расчет характеристики турбобура целесообразно вести для нескольких вариантов использования имеющихся турбин и ступеней ГТ. Затем выбирается тот вариант, который обес­ печивает заданные параметры характеристики при мень­ шем перепаде давления на турбобуре, или тот, который дает возможность обходиться меньшим числом турбинных сек­ ций.

Испытания турбобуров

Испытания турбобуров в зависимости от по­ ставленных целей можно разделить на три последовательно проводимых этапа:

I — стендовые испытания небольшого комплекта турбин (не более шести ступеней);

II — стендовые испытания турбобуров;

III — промышленные испытания турбобуров.

Первый этап проводят на специализированных лаборатор­ ных стендах в течение 2 —3 дней в целях проверки энергети­ ческих характеристик турбин. В качестве бурового раствора, как правило, используют техническую воду. Лопастные аппа­ раты турбин могут быть выполнены как из алюминиевых сплавов, так и из сталей.

Второй этап проводят в целях проверки выходной энерге­ тической характеристики турбобура на стендах в условиях эксплуатации, приближенных к реальным. В качестве бурово­ го раствора можно применять глинистый раствор.

Третий этап проводится в целях определения технико­ экономических показателей и проверки показателей надеж­ ности.

7.2.2. ВИНТОБУРЫ. БУРЕНИЕ ВИНТОВЫМИ ЗАБОЙНЫМИ ДВИГАТЕЛЯМИ

История создания винтовых двигателей

Начиная с 40-х годов в б. СССР основным техническим средством для бурения нефтяных и газовых скважин являлись многоступенчатые турбобуры.

Именно широкое распространение турбинного способа бурения обеспечило ускоренное разбуривание нефтегазонос­ ных площадей Урало-Поволжья и Западной Сибири и тем самым позволило получать высокие темпы роста добычи нефти и газа.

Однако с увеличением средних глубин скважин и по мере совершенствования породоразрушающего инструмента и технологии роторного способа бурения в отечественной неф­ тяной промышленности с каждым годом росла тенденция отставания проходки за рейс долота — показателя, опреде­ ляющего технико-экономические показатели бурения.

Несмотря на определенные усовершенствования техники и технологии турбинного бурения показатели работы долот на протяжении ряда лет улучшались весьма незначительно. Хотя в 70-е годы началось разбуривание месторождений Западной Сибири, отличающихся благоприятными условиями бурения (мягкие породы, относительно неглубокие скважины), сред­ няя проходка за рейс по эксплуатационному бурению суще­ ственно отставала от аналогичного показателя в нефтяной промышленности США в 3—4 раза. Так, в 1981 —1982 гг. средняя проходка за долбление в США составила 350 м, в то время как в нашей стране этот показатель не превышал

90м.

Существенное отставание в проходке за долбление было

связано с тем, что в те годы отечественная практика бурения базировалась на высокоскоростном режиме бурения с при­ менением многоступенчатых безредукторныэс турбобуров, характеристики которых не позволяли получать частоту вращения менее 400 —500 об/мин с обеспечением необходи­ мых крутящих моментов и приемлемого уровня давления на­ сосов и, как следствие, эффективно использовать революци­ онные усовершенствования шарошечных долот (с прецизи­ онными маслонаполненными опорами и твердосплавным во­ оружением).

В связи с этим перед специалистами и организаторами бу­ рения в нашей стране встал вопрос о создании техники для низкооборотного бурения.

Перед отечественной нефтяной промышленностью встала дилемма: либо переходить к роторному бурению, либо со­ здать низкооборотный забойный двигатель.

К этому времени имелись определенные успехи роторного бурения глубоких скважин в ряде районов (Северный Кавказ, Западная Украина и др.). Однако технически, экономически и психологически нефтяная промышленность не была готова к развитию роторного бурения. За многие годы государствен­ ной поддержки турбинного бурения существенно отстала от мирового уровня техника роторного бурения: не имелось бу­ рильных труб и буровых установок высокого технического уровня.

Переход на роторный способ бурения в основных регио­ нах страны снизил бы темпы развития отрасли, так как промышленность не располагала необходимыми средствами для строительства новых заводов и эксплуатационных баз или закупки за рубежом новых технологий.

Таким образом определился доминирующий способ буре­

Рис. 7.0. Упрощенная схема двигателя:

I —корпус; 2 — ротор; 3 — вал; 4 , 5 — осе­ вой и радиальный подшипники; 6 — долото

2)ротор-винт, носящий назва­ ние ведущего, через который кру­ тящий момент передается исполни­ тельному механизму;

3)замыкатели-винты, носящие название ведомых, назначение ко­ торых уплотнять двигатель, т.е. препятствовать перетеканию жид­ кости из камеры высокого давле­ ния в камеру низкого давления.

В одновинтовых гидромашинах используются механизмы, в кото­ рых замыкатель образуется лишь двумя деталями, находящимися в постоянном взаимодействии, — статором и ротором.

Упрощенная схема двигателя показана на рис. 7.9.

При циркуляции жидкости через РО в результате действия перепада давления на роторе двигателя со­ здается крутящий момент, причем винтовые поверхности РО, взаимно замыкаясь, разобщают области вы­ сокого и низкого давления. Следо­ вательно, по принципу действия винтовые двигатели аналогично поршневым, у которых имеется винтообразный поршень, непре­

рывно перемещающийся в цилинд­ ре вдоль оси двигаталя.

Для создания в РО двигателя по­ лостей, теоретически разобщенных от областей высокого и низкого давления (шлюзов), необходимо и достаточно выполнение четырех условий (рис. 7.10):

1) число зубьев z, наружного элемента (статора) должно быть на единицу больше числа зубьев z2 внутреннего элемента (ротора):

Рис. 7.10. Рабочие органы ВЗД на продольном и поперечном разрезах

Zj = z2 + 1;

2) отношение шагов винтовых поверхностей наружного элемента (статора) Т и внутреннего элемента (ротора) t долж­ но быть пропорционально отношению числа зубьев: T/t =

Zj/z2,

3)длина рабочего органа I должна быть не менее шага винтовой поверхности наружного элемента: I > Т;

4)профили зубьев наружного и внутреннего элементов должны быть взаимоогибаемы и находиться в непрерывном контакте между собой в любой фазе движения.

Отличительным параметров ВЗД, во многом определяю­ щим его выходные характеристики, является число зубьев РО, называемое кинематическим отношением i:

i= z2 : z,.

Кратность действия, зависящая от кинематического отно­ шения РО, равна числу заходов внутреннего элемента z и оп­ ределяет рабочий объем ВЗД:

V=z2ST,

где S — площадь живого сечения РО.

Кратность действия является основным параметром ВЗД что наглядно иллюстрируется теоретическими кривыми (рис. 7.11), полученными во ВНИИБТ в 1972 г. и в дальнейшем по­ всеместно используемыми при обоснований выбора рабочего органа ВЗД.

Отечественные ВЗД имеют многозаходные РО. Зарубеж­ ные компании производят двигатели как с однозаходным ро­ тором, так и с многозаходными РО.

Рис. 7.11. Зависимость момента и частоты вращения ВЗД от кинематического отношения рабочих элементов

Рис. 7.12. Винтовой забойный двигатель ДЗ-172:

1 — статор; 2 — ротор; 3 — гибкий вал; 4, 5 —

скважины и улучшенную гидродинамическую ситуацию в затрубном пространстве;

многообразие механизмов искривления корпуса (жесткий искривленный, регулируемый переводники, корпусные шар­ ниры с одной или двумя ступенями свободы), что позволяет использовать различные технологии проводки скважин;

возможность размещения на корпусе двигателя опорноцентрирующих элементов;

усовершенствованное соединение ротора и вала шпинделя, гарантирующее надежную работу с большими углами пере­ коса.

Технические характеристики серии ДГ представлены в табл. 7.17.

Двигатели для ремонта скважин. Двигатели, применяемые в ремонте нефтяных и газовых скважин, выпускаются под шифром Д с наружным диаметром 108 мм и менее (см. табл. 7.17).

Диапазон наружных диаметров, конструкции двигателей, а также их характеристики позволяют использовать эти маши­ ны для всевозможных буровых работ, встречающихся в ре­ монте скважин.

ВЗД используются при разбуривании цементных мостов, песчаных и гидратных пробок, фрезеровании труб, кабелей электропогружных насосов и прочих предметов. Эти двига-

Т а б л и ц а 7.17

Винтовые забойные двигатели для бурения скважин дополнительных стволов и капитального ремонта (новая серия - разработки 00-х годов)

тели могут производить бурение как внутри насосно­ компрессорных труб, так и внутри эксплуатационной колон­ ны.

При проведении капитального ремонта внутри колонн может использоваться также двигатель Д1-127.

По своей конструкции ВЗД для ремонта скважин принци­ пиально не отличаются от двигателей общего назначения.

Наибольший интерес представляет многофункциональный двигатель ДК-108, разработанный ВНИИБТ по заказу ОАО "Газпром".

Особенность созданного двигателя — широкий диапазон его энергетических параметров, обеспечивающийся наличием в его комплекте трех модификаций рабочих органов с раз­ личными рабочими объемами, что позволяет использовать эти машины для самых разнообразных видов ремонтно­ восстановительных работ при капитальном ремонте скважин.

Элементы конструкций двигателей и их компоновок

Несмотря на многообразие типоразмеров винтовых двигателей их рабочие органы имеют общие осо­ бенности:

РО выполняются по одной кинематической схеме: непо­ движный статор и находящийся внутри него планетарно дви­ жущийся ротор;

направление винтовой поверхноста РО —левое, что обес­ печивает заворачивание реактивным моментом корпусных резьб ВЗД и резьб бурильных труб;

в зависимости от заданных характеристик двигателя РО выполняются как с однозаходным, так и многозаходным ро­ торами;

роторы изготавливаются из нержавеющей или легирован­ ной стали с износостойким покрытием, а обкладка стато­ ра — из эластомера (преимущественно резины), обладающего сопротивляемостью абразивному изнашиванию и работоспо­ собностью в среде бурового раствора.

Вотечественных двигателях первого поколения (Д1-172, Д2-172, Д2-172 м), выпускаемых в 70-х годах, РО имели не­ значительную длину, не превышающую 1 —1,5 шага винтовой поверхности статора.

Вдвигателях второго поколения, выпускаемых с начала 80-х годов, длина РО составляет 2 —3 шага статора.

Наиболее перспективна монолитная конструкция РО, обеспечивающая простоту и малодетальность машин.

Рабочие органы ВЗД комплектуются с натягом. Величина натяга зависит от диаметральных и осевых размеров РО, свойств промывочной жидкости и материала обкладки стато­ ра и оказывает существенное влияние на характеристики и долговечность двигателя.

Все отечественные винтовые двигатели, начиная с первых образцов, выпускаются в шпиндельном исполнении.

Под термином “ш п и н д е л ь " подразумевается авто­ номный узел двигателя с выходным валом с осевыми и ради­ альными подшипниками.

В большинстве случаев шпиндель может быть отсоединен без демонтажа силовой секции, при необходимости и на бу­ ровой.

Шпиндели отечественных ВЗД выполняются немаслонаполненными. Все узлы трения смазываются и охлаждаются буровым раствором. Отказ от использования маслонаполнен­ ных и герметизированных шпинделей объясняется как тра­ диционным подходом конструирования забойных двигате­ лей, так и практической целесообразностью иметь гидрома­ шину, обладающую примерно равным ресурсом отдельных узлов.

Шпиндель — один из главных узлов двигателя. Он переда­ ет осевую нагрузку на породоразрушающий инструмент, вос­ принимает реакцию забоя и гидравлическую осевую нагрузку, действующую в РО, а также радиальные нагрузки от долот и шарнирного соединения (гибкого вала).

В ряде случаев при использовании породоразрушающих инструментов с насадками (гидромониторное бурение) шпин­ дель должен выполнять функции уплотнения выходного вала, позволяя создавать необходимый перепад давления в насад­ ках долота.

Наиболее распространенная конструкция шпинделя вклю­ чает монолитный полый вал, соединенный посредством над­ долотного переводника в нижней части с долотом, а с помо­ щью муфты в верхней части — с шарниром.

Для восприятия осевых нагрузок используются как ради­ ально-упорные, так и упорные подшипники. Подшипники выполняются многорядными и сохраняют свою работоспо­ собность при выработке зазора (люфта) до 5 —7 мм.

В отечественных двигателях применяются радиально­ упорные подшипники качения:

с коническими дорожками качения (серия 128700), исполь-

одним из самых недолговечных, определяющих межремонт­ ный период двигателя в целом.

Соединение ротора ВЗД и вала шпинделя представляет со­ бой один из основных узлов двигателя, определяющих долго­ вечность и надежность гидромашины в целом.

Механизм, соединяющий планетарно движущийся ротор с концентрично вращающимся валом, работает в тяжелых ус­ ловиях. Помимо передачи крутящего момента и осевой силы, этот узел должен воспринимать сложную систему сил в РО, характеризующуюся непостоянной ориентацией ротора.

В отличие от известных в технике соединений, передаю­ щих вращение между двумя насосными концентрическими вращающимися валами, рассматриваемое соединение в ВЗД является связующим звеном с ротором, совершающим плане­ тарное движение, причем за один оборот выходнрго вала ро­ тор z, поворачивается вокруг своей оси, соответственно со­ вершая z, циклов переменных напряжений.

Это обусловливает повышенные требования к цикличес­ кой прочности соединения, особенно при использовании многозаходных ВЗД.

Своеобразные условия работы соединения и невозмож­ ность использования готового технического решения обусло­ вили многообразие компоновок этого узла. Принципиально могут быть использованы четыре типа соединений на базе:

деформации одного или нескольких элементов конструк­ ции;

обеспечения свободы перемещения ротора за счет введе­ ния элементов с относительно большим люфтом;

шарнирных соединений; гибкого вала.

Первый и второй типы соединения ввиду существенных удельных нагрузок в ВЗД не нашли применения.

Ш а р н и р н ы е с о е д и н е н и я . Шарнирные со­ единения ВЗД прошли эволюцию от пальцевых шарниров (аналогичных автомобильным) до специальных конструкций, наиболее приспособленных для передачи динамических осе­ вой нагрузки и крутящего момента.

В первом поколении отечественных ВЗД применялись двухшарнирные соединения зубчатого типа с центральным шаром. Оно использовалось для передачи крутящих момен­ тов до 7000 Н-м при частоте вращения до 200 об/мин. Экс­ центриситет соединения доходил до 5 мм.

Шарнирные соединения ВЗД работают, как правило, в среде абразивных жидкостей. Поэтому надежная герметиза­

Рис. 7.14. Гибкий вал ВЗД

двигателя, а также в возможности реализации различных компоновок двигателей.

Опыт эксплуатации двигателей в наклонно направленном и горизонтальном бурении выявил недостаточную стойкость гибких валов при углах перекоса секций более 1°30'. В связи с этим в последних конструкциях двигатели типа ДГ стали оснащать шарнирно-торсионными соединениями.

Характеристики ВЗД

Характеристики ВЗД необходимы для выбора оптимальных параметров режима бурения и поддержания их в процессе долбления, а также для определения путей даль­ нейшего совершенствования конструкций ВЗД и технологии бурения с их использованием.

В последнее время внимание к характеристикам ВЗД все более повышается. Это связано с внедрением регулируемых приводов буровых насосов, для эффективного использования которых знание характеристик гидромашины становится не­ пременным условием; распространением новых технологий (наклонно направленное и горизонтальное бурение, бурение с использованием непрерывных труб), особенно чувствитель­ ных к изменению режимов работы ВЗД.

Современные программы бурения ведущих зарубежных фирм предусматривают стендовые испытания каждого гидро­ двигателя с целью получения их фактических характеристик. Несмотря на дополнительные затраты, это позволяет наибо­ лее эффективно использовать ВЗД, в частности, косвенно по давлению на стояке контролировать нагрузку на долото, что в конечном счете приводит к улучшению технико-эконо­ мических показателей процесса бурения.

В России стендовые испытания также стали проводить за­ воды —изготовители двигателей.

щие зависимости в неустановившихся режимах и обусловли­ ваются инерционностью происходящих процессов. К дина­ мическим относятся и пусковые характеристики гидродвига­ теля.

Статические характеристики ВЗД можно условно класси­ фицировать как стендовые и нагрузочные. Стендовые харак­ теристики (как функции от крутящего момента) определяют­ ся в результате испытаний гидродвигателя. Нагрузочные ха­ рактеристики (как функции от осевой нагрузки) чаще всего рассчитываются по стендовым для конкретных условий буре­ ния.

Типичные стендовые характеристики винтового двигателя представлены на рис. 7.15. По мере роста момента М перепад давления р увеличивается практически линейно, а частота вращения п снижается вначале незначительно, а при прибли­ жении к тормозному режиму — резко. Кривые мощности N и общего КПД ц имеют экстремальный характер.

Различают четыре основных режима: холостой (М = 0); оптимальный (максимального КПД); экстремальный (макси­ мальной мощности) и тормозной (л = 0).

п, об/мин

р, МПа

10г 2,0

М, кН м

Рис. 7.17. Влияние натяга в рабочих элементах на характеристику ВЗД: 1 — зазор 0,15 мм; 2, 3, 4 — натяг соответственно 0,15 и 0,3 мм

утечек при уменьшении натяга (увеличении зазора) снижают­ ся частота вращения и перепад давления в холостом режиме. При уменьшении 8 частота вращения в номинальном режиме (для двигателя Д1-195 номинальный крутящий момент принят равным 4 кН-м) существенно снижается (в 2 —3 раза при за­ зоре 0,6 мм по сравнению с натягом 0,3 —0,6 мм). Перепад давления в номинальном режиме мало зависит от натяга. При уменьшении натяга снижается амплитуда поперечных колеба­ ний корпуса двигателя и динамические нагрузки в РО и опо­ рах шпинделя.

По мере износа РО, что равносильно снижению натяга или появлению зазора в паре, рекомендуется в процессе бурения увеличивать расход жидкости.

Влияние расхода жидкости. Расход жидкости О является одним из параметров режима бурения. Чаще всего возмож­ ный диапазон изменения О определяется исходя из техноло­ гии бурения скважины и задается конструктору ВЗД вместе с другими исходными данными.

Стендовые испытания ВЗД различных типоразмеров пока-

Рис. 7.20. Характеристика двигателя МАП1Д-25-617/10

ifift n rm

ния довольно ограничен. Ее изменение зависит от скольже­ ния ротора относительно поля статора:

п = лп( 1 - S),

где л — частота вращения ротора двигателя; лп — частота вращения магнитного поля статора, лп = 60//р,; / — частота тока; р — число пар полюсов (двигатели выпускают 10-, 8- и

велики, характеристику электробура можно принимать цо характеристике двигателя.

Электроэнергия к забойному двигателю подводится по секционированному кабелю, помещенному внутри бурильной колонны.

Токоподвод может осуществляться по трехили двухжиль­ ному кабелю. В последнем случае в качестве третьего провода используется бурильная колонна. Эта система питания носит название "два провода — земля" (сокращенно ДПЗ).

Система ДПЗ позволяет увеличить площадь сечения про­ ходного канала в бурильной колонне и таким образом спо­ собствует снижению потерь напора при циркуляции промы­ вочной жидкости по бурильной колонне. _

Каждую кабельную секцию помещают в отдельной бу­ рильной трубе, и ее концы закрепляют в трубе на опорах с втулками, обеспечивающими некоторое свободное провора­ чивание кабеля при соединении труб. Секции соединяют в единую цепочку с помощью контактных элементов — кон­ тактного стержня на верхнем конце и контактной муфты на нижнем. Контактный стержень защищен от механических повреждений защитным стаканом. Соединение контактных элементов происходит автоматически при свинчивании бу­ рильных труб, при этом контактный стержень входит в муф­ ту с некоторым натягом, обеспечивающим герметичность со­ единения от проникновения бурового раствора.

Для монтирования секций электрокабеля используют спе­ циальные бурильные трубы типа ЭБШ с гладкопроходным сечением. Они выпускаются диаметрами 140 и 114 мм с вы­ саженными наружу концами. Трубы изготовляют из стали групп прочности Д и Е.

Кабельный подвод электробура — одно из наиболее сла­ бых звеньев системы. Вследствие загрязнения и недостаточ­ ной герметичности соединений секций омическое сопротив­ ление изоляции снижается. Если при спуске инструмента на­ блюдается резкое падение сопротивления (первоначальное сопротивление собственно электробура 50 МОм), то спуск инструмента прекращают и выбраковывают трубы с низким сопротивлением в изоляции кабеля. В процессе работы в со­ единениях с недостаточной герметичностью происходят про­ бои. Пробои и разрывы электрической цепи могут происхо­ дить также вследствие поломки медных контактов в муфте и излома кабеля в местах его сращивания с контактными со­ единениями.

Для бурения с электробуром буровую установку оснащают

дополнительным электрооборудованием: распределительным устройством высокого напряжения, трансформатором, стан­ цией управления электробуром. На пульте бурильщика уста­ навливают дополнительные электрические контрольные при­ боры (вольтметр, амперметр) для контроля нагрузки электро­ бура, кнопки управления контактной системой, подающей напряжение на электробур, органы управления режимом ра­ боты автоматического регулятора. Автоматический регулятор управляет подачей инструмента в зависимости от загрузки двигателя и буримости горных пород.

Обладая всеми достоинствами, присущими забойным дви­ гателям (облегчение условий работы бурильной колонны, су­ щественное снижение износа бурильных труб в скважине, исключение затрат мощности на их холостое вращение и т.п.), электробур имеет неоспоримые преимущества по срав­ нению с гидравлическими забойными машинами:

режим работы электробура не зависит от расхода промы­ вочной жидкости, который в данном случае можно выбирать только по условию полной и своевременной очистки забоя от шлама;

режим работы электробура практически не зависит от свойств циркулирующего бурового раствора, что позволяет применять его при использовании утяжеленных растворов, газообразных агентов и при продувке;

токоподвод с поверхности к электробуру является каналом связи, позволяющим использовать забойные системы кон­ троля режима работы породоразрушающего инструмента и непрерывно следить за направлением ствола скважины;

при работе с электробуром открывается возможность ав­ томатизировать процесс бурения по данным забойных дат­ чиков для оптимального использования мощности двигателя;

поскольку электробур представляет собой маслонаполнен­ ный двигатель, все детали которого работают в среде, изоли­ рованной от бурового раствора, он меньше подвержен абра­ зивному износу и его рабочая характеристика остается прак­ тически неизменной в течение всего срока работы.

К недостаткам электробура относятся: высокая стоимость забойного двигателя, опасность потери дорогостоящей ма­ шины вследствие прихвата в скважине, ограниченный срок межремонтной работы вследствие недостаточной износо­ стойкости уплотнительных сальников электробура и недоста­ точной надежности системы токоподвода.

Перспективы развития буровых работ с применением эле­ ктробуров связаны с существенным повышением ресурса