Приводы буровых установок

Турбинное колесо, соединенное с выходным валом, вращается с меньшей частотой n2, чем насосное колесо n1, соединенное с двигателем. Отношение частот вращения n2/n1 называется относительным скольжением.

КПД турбомуфты при номинальной нагрузке пропорционален скольжению и равен 0,98-0,95. В отечественных буровых установках турбомуфты не применяют.

Турботрансформатор отличается от турбомуфты тем, что имеет третье неподвижно закрепленное колесо – направляющий аппарат. Возможно также наличие двух направляющих аппаратов.

Вал двигателя 1 соединён с колесом 2 насоса и нагнетает жидкость по каналу 3 в направляющий аппарат 4, расположенный в неподвижном корпусе 5. Из направляющего аппарата жидкость поступает на турбинное колесо 6, закрепленное на валу 7. Жидкость, выходя из колеса турбины по каналу 8, поступает в полсть 9 корпуса, а оттуда по каналу 10 снова попадает на колесо насоса. Таким образом, жидкость совершает движение по замкнутому контуру: по спирали от вращающегося насосного колеса через направляющий реактор и вращающееся с меньшей частотой турбинное колесо. При этом и происходит трансформация частоты вращения и крутящего момента на выходном валу.[1]

Турботрансформатор является как бы коробкой передач с бесконечным числом передач и переменным КПД, т.к. потери мощности в турботрансформаторе возрастают с увеличением передаточного отношения.

Турботрансформатор можно использовать для работы с двигателем при постоянной частоте вращения – двигательным переменного тока. При постоянной частоте вращения входного вала нерегулируемого турботрансформатора диапазон частот вращения на выходном валу уменьшается, поэтому целесообразно применять только регулируемые турботрансформаторы, у которых характеристика соответствует требованиям исполнительных механизмов.

Турботрансформатор лучше использовать для совместной работы с двигателем, имеющем переменную частоту вращения. При широком диапазоне регулирования частот вращения КПД турботрансформаторов значительно снижается. Для расширения зоны регулирования до последнего времени применяли комбинированные комплексные турботрансформаторы, объединяющие турботрансформатор и турбомуфту. Комплексные турботрансформаторы обладают качествами турбомуфт и турботрансформаторов одновременно. Опыт эксплуатации комплексных турботрансформаторов в буровых установках, работающих с чистыми и недолговременными режимами нагрузок, изменяющихся в широком диапазоне, показал, что эффективность их работы не выше, чем простых турботрансформаторов, поэтому в новых буровых установках начали применять эти машины.[3]

Для поддержания необходимого давления в рабочей полости и осуществления внешней циркуляции рабочей жидкости в системе охлаждения турботрансформатор снабжается специальной масляной системой.

Вязкость рабочей жидкости существенно влияет на КПД турбопередачи. Чем ниже вязкость, тем выше КПД и тем меньше гидравлические потери. Увеличение плотности жидкости способствует уменьшению геометрических размеров рабочей полости. Этим объясняется стремление применять в качестве рабочих жидкостей маловязкие масла вплоть до дизельного топлива.[5]

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Регулирование температуры охлаждающей жидкости

Регулирование температуры охлаждающей жидкости в допустимых пределах осуществляется терморегулятором 5, изменяющим степень наполнения масла гидромуфты 3, а, следовательно, и частоту вращения вентилятора 2. Чувствительный элемент терморегулятора устанавливается на трубопроводе, отводящем от дизеля охлаждающую жидкость. Корпус терморегулятора соединяется трубками с масляными трубопроводами дизеля и трехходовым краном аварийного включения вентилятора 4. Трехходовой кран имеет свободный подвод масла из масляной магистрали, минуя терморегулятор. С повышением температуры охлаждающей жидкости, выходящей из дизеля, чувствительный элемент перемещает золотник терморегулятора в положение, соответствующее увеличению протока масла в гидромуфту 3. Увеличенное наполнение гидромуфты маслом приводит к возрастанию частоты вращения вентилятора 2 и, следовательно, усилению охлаждения жидкости в радиаторе 1.

При понижении температуры охлаждающей жидкости уменьшается степень наполнения гидромуфты маслом, снижаются частота вращения вентилятора и степень охлаждения жидкости в радиаторе. Возможно и ручное управление вентилятором с помощью крана 4.[2]

 

 

 

 

 

 

 

Силовые передачи привода

Силовые передачи привода предназначены для соединения двигателя с рабочей машиной и согласования их скоростей и вращающих моментов. В приводе буровых установок используются механические, гидродинамические и электрические передачи, различающиеся по принципу действия и преобразующим свойствам. Механические передачи используются в сочетании с гидродинамическими (гидротрансформаторы и гидромуфты) и электрическими (электромагнитные муфты), образуя соответственно гидромеханические и электромеханические передачи. В зависимости от типа двигателей и силовых передач, используемых в основном приводе, различают следующие разновидности буровых установок:

-дизельные с механическими силовыми передачами (Уралмаш ЗД-76; БУ3000БД);

-дизельные с гидромеханическими силовыми передачами (БУ5000ДГУ-1; БУ75Бр-70; БУ80БрД; БУ2500ДГУ);

-электрические переменного  тока с механическими силовыми  передачами (Уралмаш 4Э-76; БУ3000ЭУК; БУ75БрЭ-70; БУ80БрЭ-1);

-электрические переменного  тока с электромеханической силовой передачей (БУ5000ЭУ);

-электрические постоянного  тока с механическими силовыми  передачами (БУ15000; БУ6000ПЭМ; БУ5000ЭР, БУ6500ЭР; БУ2500ЭП);

-дизель-электрические постоянного  тока с механической силовой  передачей (БУ5000ДЭР; БУ6500ДЭР);

-газотурбинные с механическими силовыми передачами.

Привод буровых установок должен быть надежным и экономичным, безопасным и удобным в управлении, компактным и сравнительно небольшой удельной массы, транспортабельным и приспособленным для монтажа, эксплуатации и ремонта в отдаленных от баз производственного обслуживания полевых условиях. Мощность, диапазоны регулирования частоты вращения и вращающего момента выводного вала привода определяются нагрузками и режимом работы приводимых машин и механизмов. Выбранный привод должен обеспечить сочетание высокой производительности буровой установки с минимальной стоимостью 1 м проходки.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Технический раздел (расчетная часть  проекта):

Определение мощности двигателей для привода насосов при турбинном способе бурения

Задача расчета: определить мощность двигателей для привода буровых насосов при турбинном способе бурения

Исходные данные: бурение вертикальной скважины глубиной H = 2600 м осуществляется турбобуром Т12М3-9, диаметр долота Dд = 295 мм, диаметр бурильных труб D = 140 мм, толщина стенки бурильных труб δ = 9 мм, осевая нагрузка на долото G = 15 тс, удельный вес глинистого раствора γгл.р = 1,3 гс/см 3, диаметр УБТ Dу = 203 мм, длина УБТ lу = 100 м, производительность насосов Q = 30 л/с, скорость вращения вала турбобура (долота) n = 500 об/мин.

Методика расчета:

1. Мощность двигателей  для привода насосов при турбинном  способе бурения определяется  по формуле

N пр.н =	N д + N г.п
	ήн

N пр.н =(75,6+121.7)/0.6=328.8

 

2. Где N д – мощность, затрачиваемая на разрушение породы долотом. Nд с достаточной точностью для практических расчетов определяется по формуле

N д = 34,2 х 10 -4 К G Dд n=34.2**0.1*15*29.5*500=75.6

 

Здесь К – коэффициент для изношенного шарошечного долота, равный 0,2 – 0,3; для нового долота К = 0,1-0,2; G – осевая нагрузка на долото в тс; Dд – диаметр долота в см; n – скорость вращения долота в об/мин.

Принимаем К = 0,1 и подставляем данные из условия задачи в формулу, получим Nд = …

 

3. N г.п – мощность, затрачиваемая на преодоление гидравлических сопротивлений в циркуляционной системе. N г.п определяется по формуле

 

N г.п =	pQ
	10,2

    N г.п =

  Где p – давление нагнетания буровых насосов.

р = рм + р тр + рз + ру + рд + р п.т + рт + рк.п

 

4. Здесь рм – потери давления в манифольде.

рм = ам γгл.рQ2.

ам = коэффициент потерь давления в манифольде; ам = 340 х 10-5 (исходя из  справочных данных)

 

γгл.р = 1,3 гс/см3 – удельный вес глинистого раствора; Q = 30 л/с- производительность буровых насосов.

Определить рм =3.9

5. р тр – потери давления в бурильных трубах.

р тр = атр γгл.рQ2L.

р тр =17.8

атр – коэффициент потерь давления в бурильных трубах. атр= 610 х 10-8 (исходя из справочных данных)

L – длина 140-мм бурильной колонны. Определить L = H - lу .

L =2600-100=2500

Определить р тр = …

6. р 3 – потери давления в замковых соединениях бурильных труб.

р 3 = а 3 γгл.рQ2	L
	l

р 3 =6.4

а3 – коэффициент потерь давления в замковом соединении а3 = 2,2 х 10 -5 (исходя из справочных данных)

l = 10 м – длина одной бурильной трубы.

Определить р 3 =

7. р у – потери давления в утяжеленных бурильных трубах.

р у = аУБТ γгл.рQ2 lу

 

αУБТ – коэффициент потерь давления в утяжеленных бурильных трубах. αУБТ = 2,24 х 10 -5 (исходя из справочных данных)

 

lу = 100 м – длина УБТ.

Определить р у = 2.6

8. р д – потери давления в долоте

р д = а д γгл.рQ2

а д – коэффициент потерь давления в промывочных отверстиях долота.

 

ад =	1,2	=	1,2	= 414 х 10 -5
	F2		172

 

Здесь F – суммарное сечение промывочных отверстий долота. Исходя из справочных данных F = 17 см2.

Определить р д = 4.8

9. р п.т – потери давления в верхнем узле турбобура.

р п.т = а п.т γгл.рQ2

а п.т – коэффициент потерь давления в верхнем узле турбобура. α п.т = 170 х 10 -5 (исходя из справочных данных)

Определить р п.т = 1.9

10. р т – перепад давления в турбобуре при данной производительности насосов

р т = Ар γгл.рQ2

 

Ар – коэффициент перепада давления в турбобуре. Ар = 0,021. (исходя из справочных данных)

 

Определить р т = 2.5

11. р к.п = потери давления в кольцевом пространстве.

р к.п = а к.п γгл.рQ2L

а к.п – коэффициент потерь давления в кольцевом пространстве. а к.п = 50 х 10-8  (исходя из справочных данных)

 

L = 2600 м.

Определить р к.п = 1.5

р =41.4

12. Исходя из полученных  данных определим р

13. Подставив р и Q в формулу, определим мощность, затрачиваемую на преодоление гидравлических сопротивлений в циркуляционной системе.

Определить N г.п =121.7

14. ηн – полный к.п.д. насоса

ηн = ηг α ηм 

Где ηг и ηм – соответственно гидравлический и механический к.п.д. насоса; α – коэффициент подачи насоса.

При расчетах для нормальных условий бурения можно принять ηг = 0,98 – 0,99; ηм = 0,81 – 0,84; α = 0,9 – 0,97 – при работе на воде; α = 0,75 – 0,85 – при работе на глинистом растворе. Принимая ηг = 0,98, α = 0,85; ηм = 0,81, получаем

ηн =0.6

 

15. Подставляя значения N д , N г.п , ηн  в исходную формулу, определяем мощность двигателей для привода насосов.

Определить N пр.н =328.8

 

16. Определим коэффициент  передачи мощности на долото  при турбинном способе бурения 

η =	N д	х 100
	N пр.н

 

η =22.9

Задача расчета: определить общую мощность буровой установки при турбинном бурении

Исходные данные:

Принимаем мощность двигателей для привода насосов N пр.н = 458 кВт, мощность двигателей для привода лебедки N пр.л = 468 кВт и мощность двигателей для привода ротора N пр.р = 175 кВт.

Методика решения:

1. Общая мощность двигателей  буровой установки при турбинном  бурении определяется по формуле