Дипломы-1 / Документ / PDF / Заурбеков С.А. Турбобуры (1)

33

3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ НАГРУЗОК, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ТУРБОБУР

В процессе работы на забое скважины турбобур подвергается совместному действию целого ряда нагрузок. К основным расчетным нагрузкам можно отнести:

-гидравлическую нагрузку (PГ);

-крутящий момент на валу (Мкр);

-нагрузку от реакции забоя ( R );

-осевую нагрузку от веса вращающихся деталей турбобура (G);

-нагрузку от осевого усилия затяжки роторов на валу

(QЗ.Р.).

1. Гидравлическая нагрузка может быть определена по следующей приближенной формуле:

где Dср - средний диаметр турбины турбобура, м;

Рт - перепад давления в «Z» ступенях турбины турбобура,

где Z - число ступеней турбобура;

РТ - потери давления в одной ступени рассматриваемого

турбобура;

mр - коэффициент реактивности серийных турбобуров. Значение перепада давления в пяте можно определить по

следующей приближенной формуле

где Fn - площадь проходного сечения канала пяты, м2. Перепад давления на долоте определяют по следующей

формуле:

34

µ- коэффициент расхода;

Fс - суммарная площадь сечения проходных отверстий сопел долота определяется по формуле:

где d - диаметр используемых сопел в долоте, м2;

n- число сопел в долоте.

Всовременных многосекционных турбобурах осевая

гидравлическая нагрузка Pг достигает величины порядка 120 - 150 кН.

2. Крутящий момент на валу турбобура, который достигает своего максимального значения при тормозном режиме, т.е. Мкр = Мт модно определить для заданного турбобура по справочным данным, или из гидромеханического расчета турбины турбобура по формулам:

потери на трение в радиальных опорах и на вращение ротора в жидкости (дисковые потери);

Vmax - максимальная окружная скорость вращения ротора, м/с;

nтax = 2n - максимальная частота вращения вала, об/мин;

n - частота вращения вала, [9] берется из справочника в зависимости от выбранного турбобура, об/мин.

35

3.Нагрузка от реакции забоя ( R ) зависит от размера долота

ифизико-механических свойств горных пород, равна осевой нагрузки на долото, берется по справочным данным [10].

4.Осевая нагрузка от веса вращающихся деталей турбобура (G) зависит от размеров валов и деталей и их веса, берем по справочным данным в зависимости от выбранного турбобура,

кН [3].

5.Осевое усилие затяжки роторов на валу, можно определить по формуле:

где, К = 1,1-1,2 - коэффициент запаса момента; d - средний диаметр ступицы ротора, м;

f = 0,15-0,2 - коэффициент трения стали по стали [11];

МВ - момент трения на торцах дисков роторов можно определить по формуле [12]:

где МТ - тормозной момент турбины, Н х м;

J P , J B - соответственно полярный момент инерции ротора и вала турбобура, определяются по формуле [13]:

где dр, dв - соответственно диаметры ротора и вала выбранного турбобура, м (рис.9).

6. Осевое усилие затяжки статоров в корпусе определяется по аналогичной формуле:

где Мвс - момент трения на торцах дисков статора, определяется по формуле:

36

корпуса и статора турбобура, определяются по формулам:

Рис. 9. – Схема ступени турбины турбобура: 1-статор; 2- ротор

7. Момент крепления ниппеля турбобура при известной величине усилий затяжки статоров (Qзс.), определяют по формуле:

где dc - средний диаметр ступицы, м;

dk - средний диаметр резьбы корпуса турбобура, м; ϕ - угол подъема резьбы;

P - шаг резьбы, м;

37

f = 0,15-0,18 - коэффициент трения в резьбовом соединении при работе в глинистом растворе.

Таблица 11

Конструкционные параметры турбин турбобуров

Чрезмерное усилие затяжки роторной гайки может привести к слому вала по резьбе, в связи с возникающими в этом сечении растягивающими и касательными напряжениями. Крутящий момент при сборке турбобура необходимо регулировать с помощью моментомера.

38

4 РАСЧЕТ ВАЛА ТУРБОБУРА

Вал является одной из основных деталей турбобура, поломка которого, приводит к выходу из строя турбобура. В процессе работы вал испытывает действие сил растяжения, изгиба, кручения. В связи с действующими нагрузками валы турбобуров рассчитывают на статистическую и усталостную прочность, а также на устойчивость [4].

Причиной выхода вала из строя может быть чрезмерная затяжка роторной гайки или контргайки, что может привести к обрыву вала в резьбе. Также вследствие перегрузки турбобура путем подачи через него увеличенного количества промывочной жидкости может произойти обрыв вала в нижней части по торцу упора втулки нижней опоры или промывочным окнам. Таким образом, наиболее опасными сечениями вала являются: сечение I-I в верхней секции по резьбе под роторной гайкой и сечение IIII в нижней секции над промывочными окнами, как показано на рисунке 10.

Рис. 10. - Расчетная схема вала турбобура

4.1 Расчет вала на статическую прочность

При расчете валов турбобуров на статистическую прочность учитывается тормозной момент (МТ) на валу турбобура, осевая и радиальная нагрузка.

1.Тормозной момент (МТ) на волу турбобура определяется по формуле (6) или (7).

2.Осевая нагрузка на вал турбобура складывается из следующих величин:

для сечения I-I

39

где G TB , G P - вес валов роторов верхних секций турбобуров,

справочные данные выбираются в зависимости от типа турбобура, Н;

Рг.в.- гидравлическая нагрузка на вал турбобура, может быть определена по формуле:

формуле (8).

РT - перепад давления в двух ступенях турбобура, определяется по формуле (5).

для сечения II-II

3. Из-за сложности и многообразия условий бурения определение радиальной нагрузки, действующей на вал турбобура, крайне затруднено. В процессе работы величина радиальной нагрузки на вал может меняться в широком диапазоне, что обусловлено бурением долотом с заклинившей шарошкой, бурением наклонных скважин или проводкой скважин в наклонно залегающих пластах и целым рядом других причин. Поэтому воспользуемся данными экспериментальных исследований, приведенных в работе [15], в результате которых установлено, что максимальная отклоняющая нагрузка при инструменте диаметром d1 = 166 мм и составляет QP = 15,0 кН.

По аналогии с полученными данными для конкретно выбранных условий бурения можно сделать пересчет радиальной нагрузки для бурильной колонны любого диаметра по формуле:

40