Uch_posobie_Nurutdinova_R_G
.pdfПринято называть решетки турбин при a >0,5 активными, а при a <0,5 -
реактивными.
Если a = 1, то это чисто активная турбина, а при a = 0 - чисто реактивная.
Предположим, что турбина имеет a = 0,5.
Ее полигон скоростей симметричный и профили лопаток статора являются зеркальным отображением профиля лопаток ротора:
а1 2 ;а2 1.
Следовательно, С1 = W2 , С2 – W1.
Это означает, что жидкость движется в статоре и роторе с равными скоростями и,
следовательно, износ лопаток одинаков и перепад давления в статоре равен перепаду давления в роторе:
р - перепад давления в ступени турбины.
При a >0,5 - турбина активная. С увеличением коэффициента активности
гидромеханические нагрузки (скорости и перепады давления) в статоре увеличиваются. При a =1 весь перепад давления срабатывается в статоре р = рСТ
(перепад давления в роторе активной турбины отсутствует р = const).
В реактивных турбинах гидромеханическая нагрузка больше в роторе. Т.к.
осевая сила за счет гидромеханической нагрузки в турбинах направлена в противоположную сторону действия осевых нагрузок при бурении скважин, то это
создает более благоприятные условия работы опорной пяты турбобура.
Чисто реактивные турбины a = 0 не имеют практического применения.
С увели чен и ем к о эф ф и ци ен т а ак ти вн ост и воз раст ает и коэффициент циркуляции (увеличивается основание полигона), лопатки статора становятся более пологими, а у ротора более изогнутыми. В турбобурах применяются преимущественно
турбины нормальной циркуляции ( = 7), симметричные ( a =0,5).
111
8.8 Перепад давления в турбине турбобура
Турбобур состоит из п - |
ступеней реактивных турбин, в которых происходит |
||
изменение давления на |
pi . |
Если |
представить схему турбобура (рисунок 8-16) |
так, что приборы давления |
на входе |
и выходе |
|
M1 и М2 будут находиться |
на одном уровне, то по уравнению Бернулли |
||
получим |
|
|
|
или по показаниям манометров, пренебрегая скоростными напорами:
Перепад давления в турбобуре зависит от нагрузки на валу турбин и изменяется в зависимости от числа оборотов и формы п рофилей решеток турбин.
Вид графической зависимости р-п представлен на рисунке 8.16.
Рисунок 8.16
Рисунок 8-17
При сопоставлении линий давления на рисунке 8.17 следует отметить , что в высокоциркулятивных т урбинах на холостом реж име (п птах) перепад давления возрастает, а в низкоциркулятивных перепад давления растет со снижением числа оборотов (повышением нагрузки на валу). В обоих случаях буровой насос
112
должен иметь запас мощности при отклонении режима работы от оптимального.
Турбины нормальной циркуляции ( = 1) не требуют такого запаса.
8.9 Мощность и КПД турбин турбобура
Баланс энергии в турбобуре можно представить графически (см. рисунок
8.16), и тогда очевидно, что вся гидравлическая мощность потока, входящего в турбины,
расходуется на создание эффективной (полезной) мощности на валу турбин, которая непосредственно используется исполнительной машиной (например, долотом при бурении скважин), и на потери мощности, связанные с гидравлическими сопротивлениями при движении потока через лопастные системы статора и ротора,
механические потери на трение контактирующих деталей (опор, уплотнений, дискового трения), а также затраты энергии за счет внутренних перетоков в зазорах между статором и ротором (рисунок 8.18).
Баланс мощности следующий:
Nr Nэф N.
Мощность потока жидкости составляет Nr Q p, Q - подача насоса, м3/с.
Рисунок 8.18
Эффективная мощность на валу |
турбин зависит от нагрузки и составляет |
|
N эф |
M |
M 2 n, |
где М-момент на валу, нм; |
|
|
n- число оборотов, I/с. |
|
|
113
Анализируя |
эффективную мощность в зависимости от нагрузки и |
||||||||||||||
числа оборотов вала, получаем: при п=0 эффективная мощность Nэф =0; при отсутствии |
|||||||||||||||
нагрузки на валу |
М=0, |
число оборотов |
птах , а мощность Nэф=0. |
||||||||||||
Для определения |
максимума |
эффективной |
мощности |
представим |
|||||||||||
эффективную мощность в следующем виде: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
Nэф Mmax |
1 |
|
n |
|
2 n, |
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
nmax |
|
|
|
|
|
||||
|
|
тогда |
dNэф |
|
d |
2 M n |
2 |
M |
max |
n2 |
0 , |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
dn |
|
dn |
|
|
max |
|
nmax |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
n |
|
|
|
|
nmax |
. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
ЭКСТР |
2 |
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Полученному значению nЭКСТР соответствует максимальная мощность.
Рисунок 8.19
Графическая зависимость N эф n (рисунок 8.19) представляет собой параболу,
максимум которой сдвинут от начала координат на расстояние nЭ по оси абсцисс. Для большинства турбин турбобуров nЭ = nб .
Рассмотрим потери мощности в турбинах. Их можно разделить:
1) на потери, связанные с различными гидравлическими явлениями, т.е. потери на гидравлические сопротивления, утечки, дисковое трение, которое можно определить при безударном режиме; они сохраняются при всех режимах работы турбин, но легче выявляются при безударном режиме и оцениваются в долях от максимальной эффективной мощности (примерно 0,2 0,4 Nэф max);
2) потери, связанные с отклонением режима работы турбин от безударного, когда создается несоответствие углов профиля лопаток и углов, определяющих течение тока.
114
Эти потери называются потерями на удар. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
На основе опытных данных их можно определить по формуле |
|
|
|
||||||||||
|
|
N |
y |
b |
|
Q(U |
U |
б |
)2 , |
|
|
|
|
|
|
|
1,2 |
|
|
|
|
|
|
|
|||
b1,2 - коэффициент потерь, который |
имеет |
различное значение |
при |
||||||||||
отклонении окружных скоростей от безударного режима: |
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
b1 0,85(U |
Uб ), b2 |
0,65(U Uб ) , |
|
|
||||||||
U, U6- окружные скорости |
|
при |
любых |
|
режимах |
работы |
и |
при |
|||||
безударном режиме. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Выполним |
некоторые |
|
|
преобразования |
|
|
в |
формуле |
потери |
||||
мощности на удар: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Тогда p QU max |
D |
M max |
M max |
|
Nэф |
|
2 |
2 |
б |
max |
|||
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
Формула мощности на удар принимает вид:
Графическое |
представление |
о балансе |
мощности для турбин |
дает |
рисунок 8.20. |
|
|
|
|
Рисунок 8.20
Следует иметь в виду, что вид кривых будет зависеть от коэффициентов решетки.
115
Коэффициент полезного действия турбин - это отношение эффективной мощности на
валу к гидравлической мощности, подводимой с потоком к турбине:
N эф
N Г
В кривых КПД также будет зависеть от коэффициентов решетки профилей и графически представлять параболическую зависимость от числа оборотов (рисунок 8-21).
Рисунок 8.21
8.10 Комплексная рабочая характеристика турбины турбобура
Характеристика турбин турбобура графически может быть представлена линиями вращающего момента, эффективной мощности, перепада давления и КПД в зависимости от числа оборотов вала турбин при постоянном расходе жидкости.
При испытании на стенде зависимости перепада давления и момента от числа оборотов получаются непосредственным замером показаний приборов давления, установленных на входе и выходе из турбин, замером силы оборотов по тахометру, расхода жидкости по расходомеру (подача насоса), момент замеряется с помощью устройств, обеспечивающих передачу усилия на весы. Например, на валу турбин устанавливается тормоз с рычагом, оказывающим давление на площадку весов.
Зависимости эффективной мощности и КПД от числа оборотов получаются в результате расчетов.
Стендовая характеристика турбин показана на рисунке 8.22.
116
Рисунок 8.22
Наиболее важными при работе турбин являются следующие режимы: режим
тормозной, соответствующий остановке турбины (п=0) при больших нагрузках на валу
(М=Мтах); режим работы турбины при п = пЭКСТР , когда мощность турбины достигает максимального значения N эф N эф max , называют экстремальным; режим работы турбины
при КПД |
max - оптимальный. Оптимальный режим располагается между экстремальным |
|||
и безударным, но для турбин нормальной циркуляции |
= 1 все три режима совпадают |
|||
3 |
ЭКСТР |
б . Снижение нагрузки на валу турбин ведет к увеличению числа оборотов |
||
и, |
когда нагрузка полностью отсутствует, наступает режим холостого хода ( |
max ). |
8.11 Подобие гидравлических турбин
Для обобщения и анализа исследований индивидуальных характеристик
(рисунок 8.23) модельных образцов турбин турбобуров заданных размеров (DM , l M и т.д.),
испытанных в определенных условиях, т.е. при определенном расходе жидкости QM и ее физических свойствах, при создании новых турбин пользуются общей теорией подобия,
которая предполагает:
1) геометрическое подобие - пропорциональность линейных размеров, шероховатостей модели и натуры и равенство сходственных углов входных и выходных элементов лопаток;
2)кинематическое подобие, т.е. подобие полей скоростей (полигонов) в сходственных точках модели и натуры;
3)динамическое подобие, т.е. пропорциональность сил, действующих на сходственные элементы модели и натуры.
Первое условие обеспечивается одинаковым масштабом линейного моделирования и
117
равенством конструктивных углов:
Кинематическое подобие предусматривает соотношения скоростей:
Поскольку основными силами, действующими в потоке жидкости, являются силы вязкости и инерции, условие динамического подобия соответствует равенству чисел Рейнольдса: Re Н = Re M.
В большинстве случаев турбины работают в условиях автомодельности, когда определяющим фактором является не число Re, а шероховатость, т.е. для подобия достаточно двух первых условиях.
Чт обы оп редели ть п ок аз ат ели работ ы т урби н дан н ой сери и ( Ке = const)
при различных расходах и физических свойствах жидкости, необходимо составить следующие соотношения.
Так, числа оборотов вращения вала двух турбин одной серии равны:
Зная, что осевая скорость Сz турбины равна Cz = QF , получим
вращающие моменты:
мощности турбины:
118
перепад давления в турбинах:
Если турбины турбобура работают на одной и той же жидкости (р = const),
то при изменении подачи насоса на основании общих формул подобия можно определить все показатели работы:
При испытаниях турбин моделирование не применяется, но, при пересчете характеристик односерийных турбобуров различных диаметров формулы подобия необходимы.
9 КОМПРЕССОРЫ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
9.1 Классификация компрессоров |
|
|
|
|
|
|
||||||
Машины, |
с |
помощью |
которых происходят |
сжатие |
и перемещение |
|||||||
газов из |
пространства с |
низким |
давлением |
в |
область |
более высокого |
||||||
давления, называются компрессорами. |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
Компрессоры, |
так же как и насосы, |
делятся |
на |
объемные |
и |
|||||||
динамические. |
В |
объемных |
машинах, |
поршневых |
или |
ротационных, |
||||||
процесс |
характеризуется |
периодичностью |
- |
|
всасывание, |
сжатие |
и |
|||||
нагнетание. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
К |
динамическим |
компрессорам |
относятся |
лопастные машины |
(центробежные |
и |
осевые). В них процессы сжатия и нагнетания происходят непрерывно при движении в
межлопаточных каналах.
Компрессорные машины называются по их назначению и области давления
нагнетания.
1 |
Вакуум-насосы - компрессорные машины, |
которые |
отсасывают |
газ |
из |
||
пространства с давлением ниже атмосферного |
и, |
сжимая |
его, |
перемещают |
|||
в область с атмосферным давлением и выше. |
|
|
|
|
|
|
|
2 |
Газодувки и нагнетатели служат для сжатия газов до 0,2 |
0,3 |
МПа. |
|
|
|
119
3 |
Компрессоры |
низкого давления |
нагнетают |
при |
давлениях |
0,3 1,0 МПа, |
среднего давления 1,0 10,0 МПа и высокого давления 10,0 |
300,0 МПа. |
|
||||
4 |
Вентиляторы |
перемещают газ |
при постоянном давлении (0,1-0,115 МПа). По |
подаче компрессоры делятся на малые - до 10 м3 /мин, средние -от 10 до 100 м3 /мин и крупные с подачей свыше 100 м3 /мин.
Поршневые |
компрессоры |
применяются |
в |
широком |
диапазоне |
||||||
изменения давлений (0,1 300,0 МПа), а подача их не превышает |
|
|
|
||||||||
500 м3/мин, т.е. по |
|
подаче они относятся |
к разряду |
малых |
средних |
машин. |
|||||
Центробежные |
|
и |
осевые |
компрессоры |
|
- |
турбокомпрессоры |
||||
эффективно применять |
при |
больших |
подачах |
(свыше |
50 |
и |
до |
45000 |
м3/мин), |
но давление нагнетания у них не более 2,0 МПа.
9.2Применение компрессоров в нефтегазовой промышленности
Вбурении в системе пневмопривода буровой установки широкое применение
получили двухступенчатые компрессоры КСМ-5, КМ-3, ВУЗ/8. Они создают давления до 0,8-0,9 МПа и подачу 3-5 м3/мин.
Одн и м и з сп о соб ов осв о ен и я ск в ажи н , т . е . с н и жен и я гидростатического давления столба промывочной жидкости, находящейся в скважине, является компрессорный. Для этой цели используется передвижная установка четырехступенчатого вертикального поршневого компрессора УКП-80, создающего давление 8,0 МПа и подачу
8м3/мин.
Внефтегазовых промыслах компрессорные станции имеют различные назначения: газлифтные компрессорные станции (КС), КС промысловых газобензиновых заводов, КС высокого давления для нагнетания газов в пласт, КС для транспорта газа на далекие расстояния.
9.3 Основные рабочие параметры компрессоров
Основными параметрами компрессоров являются подача (объемная, или массовая),
приведенная к нормальным техническим условиям, т.е. при температуре |
t=20 С |
и |
|||||
давлении |
р |
0,1 |
МПа, отношение давлений нагнетания |
и |
всасывания (степень |
||
сжатия |
PH |
), |
потребляемая мощность и к.п.д. |
|
|
|
|
PБ |
|
|
|
|
120