Кон раб. по компрессорам

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Пермский государственный технический университет

Горно-нефтяной факультет















КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА
по дисциплине
«Гидромашины и компрессоры»



Выполнил: студент группы РНГМу-07-1 Лунегов Е.И.
Проверил: доцент А.А. Кукьян














Пермь 2010
Контрольная работа 1
Задача №1 (Вариант 8)

Вычислить коэффициент и степень неравномерности подачи поршневого (плунжерного) насоса, у которого z цилиндров, i рабочих камер. Поршень (плунжер) насоса совершает n двойных ходов в единицу времени, ход поршня L, диаметр цилиндра D, диаметр штока d, отношение длины кривошипа к длине шатуна (относительная длина кривошипа) составляет
·, угол развала между кривошипами смежных поршней (плунжеров) -
·.
Числовые значения исходных данных для расчета приведены в таблице 1.
Таблица 1
Наименование данных, единица измерения
Значение

Число цилиндров z, шт
3

Число рабочих камер i, шт
3

Число двойных ходов поршня n, ход/мин
130

Ход поршня L, мм
250

Диаметр цилиндра D, мм
160

Диаметр штока d, мм
80

Относительная длина кривошипа
·, д. ед.
0,2

Угол развала между кривошипами смежных поршней (плунжеров)
· град
120


Решение: Коэффициент неравномерности подачи вычисляется по формуле:
13 EMBED Equation.3 1415,
где 13 EMBED Equation.3 1415, 13 EMBED Equation.3 1415 и 13 EMBED Equation.3 1415 - максимальная, минимальная и средняя мгновенная теоретическая подача насоса соответственно.
Степень неравномерности подачи насоса определяется соотношением:
13 EMBED Equation.3 1415.
Насос - горизонтальный трехцилиндровый поршневой (плунжерный) одинарного действия (так как 13 EMBED Equation.3 1415). Определим среднюю мгновенную теоретическую подачу насоса
13 EMBED Equation.3 1415,
где 13 EMBED Equation.3 1415- площадь поршня насоса.
Тогда 13 EMBED Equation.3 1415=0, 0327 м3/с.
Для определения максимальной и минимальной мгновенных теоретических подач насоса необходимо построить график подачи насоса. Мгновенную теоретическую подачу насоса определим, суммировав мгновенные теоретические подачи цилиндров насоса. Мгновенную теоретическую подачу первого цилиндра определим по формуле:
13 EMBED Equation.3 1415,
где 13 EMBED Equation.3 1415 - скорость перемещения поршня насоса; 13 EMBED Equation.3 1415- площадь сечения рабочей камеры насоса.
Так как
· = 0,2
13 EMBED Equation.3 1415,
где 13 EMBED Equation.3 1415- длина шатуна насоса;
· - угол поворота кривошипа;
· - угловая скорость кривошипа.
Тогда 13 EMBED Equation.3 1415.
Площадь рабочей камеры насоса при 0
·
·
·13 EMBED Equation.3 1415 13 EMBED Equation.3 1415 и при 13 EMBED Equation.3 1415
·
·
·213 EMBED Equation.3 1415 13 EMBED Equation.3 1415.
Значит при 0
·
·
·13 EMBED Equation.3 1415
13 EMBED Equation.3 141513 EMBED Equation.3 1415

Теоретическую подачу второго цилиндра насоса определим аналогично с учетом угла развала между соседними кривошипами. Результаты расчетов приведены ниже в таблице 2.

Таблица 2

Угол поворота кривошипа, град
Мгновенная теоретическая подача, м3/с


первого цилиндра
второго цилиндра

третьего цилиндра

насоса

0
0
0
0,017107
0,017107

30
0,017107
0
0
0,017107

60
0,029631
0
0
0,029631

90
0,034215
0
0
0,034215

120
0,029631
0
0
0,029631

150
0,017107
0,017107
0
0,34214

180
0
0,029631
0
0,029631

210
0
0,034215
0
0,034215

240
0
0,029631
0
0,029631

270
0
0,017107
0,017107
0,34214

300
0
0
0,029631
0,029631

330
0
0
0,034215
0,034215

360
0
0
0,029631
0,029631


По результатам расчетов (данным таблицы 2) строим график подачи насоса. Как видно из рис. 1 и таблицы 2 13 EMBED Equation.3 1415 м3/с и 13 EMBED Equation.3 1415 м3/с.
Тогда 13 EMBED Equation.3 1415
13 EMBED Equation.3 1415

Рис. 1. График подачи насоса.

Контрольная работа 1
Задача №2 (Вариант 3)

Проверить условия всасывания поршневого насоса, если известно, что высота его установки над уровнем жидкости в приемном резервуаре открытого типа равна z. Поршень насоса при длине хода L совершает n ходов в единицу времени, диаметр цилиндровых втулок D. Длина всасывающей линии lвс, а её диаметр dвс. Перекачиваемая жидкость имеет плотность
· и температуру tоС. Потери напора во всасывающем клапане составляют hкл. Исходные данные для расчета приведены в таблице 3.
Таблица 2
Наименование данных, единица измерения
Значение

Высота установки насоса z, м
0,4

Длина всасывающего трубопровода lвс, м
2,6

Диаметр всасывающего трубопровода dвс, м
0,15

Диаметр цилиндровых втулок насоса D, мм
100

Длина хода поршня L, мм
300

Число ходов n, с-1
1,1

Плотность жидкости
·, кг/м3
1000

Температура перекачиваемой жидкости tо , С
20

Потери напора во всасывающем клапане hкл, м
2,3

Перекачиваемая жидкость
вода



Рис. 2. Схема установки насоса.

Решение: Воспользуемся условием безкавитационной работы поршневого (плунжерного) насоса:
13 EMBED Equation.3 1415,
13 EMBED Equation.3 1415,
где 13 EMBED Equation.3 1415- минимальное абсолютное давление во всасывающем коллекторе насоса; 13 EMBED Equation.3 1415- абсолютное давление над уровнем жидкости в резервуаре, так как резервуар открыт, то 13 EMBED Equation.3 1415=100 кПа; h - потери напора во всасывающей линии в начале хода поршня, так как насос на всасывающей линии не оборудован пневмокомпенсатором, то h = 0; 13 EMBED Equation.3 1415 - инерционный перепад давления; 13 EMBED Equation.3 1415- потери давления во всасывающем клапане; 13 EMBED Equation.3 1415- давление паров жидкости; 13 EMBED Equation.3 1415- гарантийный противокавитационный запас давления.
Определим инерционный перепад давления
13 EMBED Equation.3 1415,
где 13 EMBED Equation.3 1415- ускорение жидкости во всасывающем трубопроводе.
13 EMBED Equation.3 1415,
где 13 EMBED Equation.3 1415- ускорение поршня насоса; 13 EMBED Equation.3 1415, 13 EMBED Equation.3 1415 - площадь поперечного сечения поршня насоса и всасывающего трубопровода соответственно.
Ускорение поршня насоса максимально в начале хода поршня, тогда
13 EMBED Equation.3 1415,
где 13 EMBED Equation.3 1415- длина шатуна насоса;
· - угловая скорость кривошипа.
13 EMBED Equation.3 1415 ; 13 EMBED Equation.3 1415 ; 13 EMBED Equation.3 1415; 13 EMBED Equation.3 1415;
Тогда ускорение поршня насоса 13 EMBED Equation.3 1415=1,790 м2/с.
Ускорение жидкости во всасывающем трубопроводе
13 EMBED Equation.3 1415= 0,796 м2/с.
Инерционный перепад давления
13 EMBED Equation.3 1415= 2069,6 Па.
Потери давления во всасывающем клапане
13 EMBED Equation.3 1415= 22563 Па.
Минимальное абсолютное давление во всасывающем коллекторе насоса
13 EMBED Equation.3 1415=
= 71443,4 Па.
Из Приложения 1 определим давление паров жидкости
13 EMBED Equation.3 14152380 Па.
Из Примечания 2 к таблице с исходными данными к задаче
13 EMBED Equation.3 1415кПа.
13 EMBED Equation.3 1415 или 13 EMBED Equation.3 1415.
Значит условие всасывания насоса нормальное.









Контрольная работа 1
Задача №3 (Вариант 8)

Произвести гидравлический расчет насосной установки для перекачки нефти с расходом Q, если известно, что всасывающий трубопровод насоса, присоединенный к заборному резервуару на глубину а от свободной поверхности, имеет длину lвс, два плавных поворота и обратный клапан с сеткой. Нагнетательный трубопровод длиной lнг имеет восемь плавных поворотов, обратный клапан и две задвижки. Максимальная высота взлива нефти в напорном резервуаре равна hн, а избыточное давление над её поверхностью p1 = 196,2 Па. поверхность земли в пункте установки напорного резервуара возвышается над поверхностью земли, где установлен заборный резервуар, на Hг.
Перекачиваемая жидкость имеет вязкость
· и плотность
· при температуре 10о С.
Полагая, что насосная станция работает круглосуточно, необходимо определить диаметр всасывающего и напорного трубопроводов - dвс и dнг, высоту расположения насосов относительно уровня нефти в заборном резервуаре, считая, что абсолютное давление над её поверхностью (р2) равно 40 кПа, полный напор насоса, тип и марку насоса для подачи заданного количества жидкости, мощность и тип электродвигателя.
Исходные данные для расчета приведены в таблице 4.
Таблица 4
Наименование данных, единица измерения
Значение

Производительность насоса Q, м3/ч
210

Глубина присоединения всасывающего трубопровода а, м
2,0

Длина всасывающего трубопровода lвс, м
12

Длина нагнетательного трубопровода lнг, м
2000

Высота нефти в напорном резервуаре равна hн, м
11

Геодезическая разность отметок Hг, м
90

Вязкость нефти
·, м2/с
0,3513 EMBED Equation.3 1415

Плотность нефти
·, кг/м3
895

Избыточное давление над поверхностью нефти в напорном резервуаре p1, Па
196,2

Абсолютное давление над поверхностью нефти в заборном резервуаре p2, кПа
40


Рис. 3. Схема насосной установки.

Решение: Для перекачки жидкости данной вязкости с данным расходом должен применяться центробежный насос (см. Приложение 3).
Определим диаметры всасывающего и напорного трубопроводов. Из указаний к выполнению задачи:
13 EMBED Equation.3 1415 м/с и 13 EMBED Equation.3 1415 м/с.
Тогда 13 EMBED Equation.3 1415 13 EMBED Equation.3 1415.
13 EMBED Equation.3 1415м и 13 EMBED Equation.3 1415м.
По ГОСТ 8732 - 78 выбираем для всасывающего трубопровода трубы 426х9 с внутренним диаметром dвс = 0,408 м и для напорного трубопровода 325х9 с внутренним диаметром dнг = 0,307 м.
Уточним скорости движения нефти в трубопроводах
13 EMBED Equation.3 1415.
13 EMBED Equation.3 1415= 1,26 м/с; 13 EMBED Equation.3 1415= 2,23 м/с.
Определим режимы течения жидкости в трубопроводах, Для этого вычислим числа Рейнольдса в трубопроводах
13 EMBED Equation.3 1415.
13 EMBED Equation.3 1415=30542.
13 EMBED Equation.3 1415= 22981.
Так как 13 EMBED Equation.3 1415
·2320 и 13 EMBED Equation.3 1415
·2320, то режим течения в обоих трубопроводах турбулентный (2320 - критическое число Рейнольдса).
Коэффициент гидравлического трения определим по формуле Блазиуса:
13 EMBED Equation.3 1415.
13 EMBED Equation.3 1415= 0,0239; 13 EMBED Equation.3 1415= 0,0257.
Определим потери напора в трубопроводах.
Всасывающий трубопровод насоса имеет длину lвс, два плавных поворота и обратный клапан с сеткой. Значит
13 EMBED Equation.3 1415,
где 13 EMBED Equation.3 1415и 13 EMBED Equation.3 1415 - коэффициенты местного сопротивления плавных поворотов и обратного клапана с сеткой соответственно (из Приложения 2).
13 EMBED Equation.3 1415= 0,542 м.
Нагнетательный трубопровод длиной lнг имеет восемь плавных поворотов, обратный клапан и две задвижки.
13 EMBED Equation.3 1415,
где 13 EMBED Equation.3 1415 - коэффициент местного сопротивления задвижки (из Приложения 2).
13 EMBED Equation.3 1415= 44,768 м.
Составим уравнение Бернулли для всасывающего трубопровода
13 EMBED Equation.3 1415,
где 13 EMBED Equation.3 1415- абсолютное давление на входе насоса.
За нулевую отметку взят уровень поверхности земли, где установлен заборный резервуар.
Пусть 13 EMBED Equation.3 1415= 1,0 м. Тогда
13 EMBED Equation.3 1415.
Откуда 13 EMBED Equation.3 1415= 43311 Па (абсолютное давление на входе в насос).
Составим уравнение Бернулли для напорного трубопровода
13 EMBED Equation.3 1415,
где 13 EMBED Equation.3 1415- абсолютное давление на выходе из насоса; 13 EMBED Equation.3 1415- атмосферное давление, 13 EMBED Equation.3 1415= 100 кПа.
За нулевую отметку взят уровень поверхности земли, где установлен заборный резервуар.
13 EMBED Equation.3 1415.
Откуда 13 EMBED Equation.3 1415= 1371252 Па (абсолютное давление на выходе из насоса).
Напор, создаваемый насосом
13 EMBED Equation.3 1415= 151,25 м.
Полезная мощность насоса
13 EMBED Equation.3 1415= 77465 Вт.
Так как характеристики насосов приводятся для работы на воде, то их необходимо пересчитать для работы на вязкой жидкости.
13 EMBED Equation.3 1415 = 15832.
По номограмме Ляпкова(Уч.:Касьянов В.М. Гидромашины и компрессоры, стр.44) 13 EMBED Equation.3 1415
13 EMBED Equation.3 1415
Выбираем 2 насоса ЦНС 105-196 включенных параллельно (Из таблицы 4 Приложения 4), у которого Кн =0,74 (КПД насоса 74 %) и высота всасывания hкр = 5,5 м.
Приводная мощность установки (2 насоса)
13 EMBED Equation.3 1415 = 149546 Вт.
Для привода насосов выбираем 2 электродвигателя AB 250M2 (Электродвигатели взрывозащищенные серии АВ: двигатели трехфазные с короткозамкнутым ротором предназначены для продолжительного режима работы от сети переменного тока частотой 50 Гц номинального напряжения 660/380 В для внутренних и наружных установок взрывоопасных видов производств химической, газовой, нефтеперерабатывающей и других видов промышленности) с частотой вращения 3000 об/мин и мощностью 90 кВт (
· N 160кВт).

Проверим условие всасывания насоса. Воспользуемся условием безкавитационной работы центробежного насоса:
13 EMBED Equation.3 1415,
где 13 EMBED Equation.3 1415- абсолютное давление над уровнем жидкости в резервуаре, 13 EMBED Equation.3 1415=40 кПа; 13 EMBED Equation.3 1415- критическое давление при котором происходит кавитация в насосе (срыв режима всасывания); 13 EMBED Equation.3 1415- давление паров жидкости (из Приложения 1 при 10 град 13 EMBED Equation.3 1415= 5750 Па); А - коэффициент противокавитационного запаса.
13 EMBED Equation.3 1415= 48290 Па.
13 EMBED Equation.3 1415,
где а - коэффициент, зависящий от hкр, а = 1,2; Кф.к. - коэффициент формы колеса (рабочего), Кф.к. = 1,1; Кж - коэффициент природы жидкости, Кж = 0,89.
Тогда
13 EMBED Equation.3 1415.
Или 13 EMBED Equation.3 1415- условие безкавитационной работы центробежного насоса не выполняется. Определим z, при котором условие безкавитационной работы центробежного насоса будет выполняться.
13 EMBED Equation.3 1415.
Откуда 13 EMBED Equation.3 1415м (Это означает что для подавления кавитации требуется подпор, что практически возможно, насос необходимо будет установить ниже уровня жидкости опорожняемой ёмкости на 3,1 м).







Контрольная работа 2
Задача №1 (Вариант 8)

Рассчитать и построить характеристики турбины турбобура 13 EMBED Equation.3 1415 и 13 EMBED Equation.3 1415по заданным размерам ступени турбины, числу ступеней К и расходу Q промывочной жидкости, исходя из данных, приведенных в таблице 5.
Таблица 5
Наименование данных, единица измерения
Значение

Число ступеней К, шт
99

Расход промывочной жидкости Q 10-3 м3/с
42

Плотность жидкости
·, кг/м3
1250

Средний диаметр турбины Dср, мм
146,5

Радиальная длина лопатки l, мм
19,5

Конструктивные углы выхода потока
·1к =
·2к, град
13 EMBED Equation.3 1415

Конструктивные углы выхода потока
·2к =
·1к, град
900



Рис. 4. Схема ступени турбины турбобура.

Решение: Определим осевую скорость движения жидкости:
13 EMBED Equation.3 1415,
где 13 EMBED Equation.3 1415- объемный КПД, из указаний к решению задачи 13 EMBED Equation.3 1415; 13 EMBED Equation.3 1415- коэффициент стеснения проточной части, принимаемый равным 0,9.
13 EMBED Equation.3 1415= 4,94 м/с.
Определим максимальную величину окружной скорости
13 EMBED Equation.3 1415 = 8,39 м/с.
Определим максимальную величину угловой скорости
13 EMBED Equation.3 1415 = 114,54 рад/с.
Определим максимальную частоту вращения турбины турбобура
13 EMBED Equation.3 1415 = 18,24 об/с = 1094,4 об/мин.
Момент и мощность на валу турбины турбобура определим по их индикаторным значениям и механическому КПД, то есть
13 EMBED Equation.3 1415,
·
где 13 EMBED Equation.3 1415 ,13 EMBED Equation.3 1415 - индикаторные значения момента и мощности турбины турбобура; 13 EMBED Equation.3 1415- механический КПД, при оптимальном режиме изменяется в пределах 0,800,85.

13 EMBED Equation.3 141513 EMBED Equation.3 1415
С учетом механического КПД выражения для момента и мощности турбины турбобура примут вид
13 EMBED Equation.3 1415.
13 EMBED Equation.3 1415.
В эти формулы частоту вращения надо поставлять в об/мин.
13 EMBED Equation.3 1415 = 78531,19 Вт.
13 EMBED Equation.3 1415
13 EMBED Equation.3 1415
Результаты расчетов моментов и мощностей турбины турбобура приведены ниже в таблице 6.
Таблица 6
Частота вращения вала турбины турбобура n, об/мин
Момент на валу турбины турбобура М, 13 EMBED Equation.3 1415
Мощность на валу турбины турбобура N, Вт

0
2736
0

100
2486
26053

200
2236
46867

300
1986
62440

400
1736
72773

500
1486
77866

600
1236
77720

700
986
72333

800
736
61706

900
486
45840

1000
236
24733

1094
1
115


По данным таблицы 6 строим характеристику турбины турбобура (см. рис. 5).






Контрольная работа 2
Задача № 2 (Вариант 12)

Произвести расчет и дать схему объемного гидропривода возвратно-поступательного движения при следующих данных: необходимое полезное усилие, передаваемое рабочему органу, Р; длина хода поршня Lп; средняя скорость движения рабочего органа 13 EMBED Equation.3 1415.
Трубопровод гидросистемы длиной lг имеет n резких поворотов на 900, два колена с плавным изгибом на 900 и радиусом закругления 13 EMBED Equation.3 1415, один предохранительный клапан и золотник управления. В качестве рабочей жидкости используется масло АМГ10.
Числовые значения исходных данных приведены в таблице 7.
Таблица 7
Наименование данных, единица измерения
Значение

Полезное усилие, передаваемое рабочему органу Р, кН
15

Ход поршня силового гидроцилиндра Lп, м
0,6

Средняя скорость движения рабочего органа 13 EMBED Equation.3 1415, мм/мин
400

Длина трубопровода гидросистемы lг, м
15

Число резких поворотов трубопровода гидросистемы n, шт
3


Решение: Начертим схему объемного гидропривода, которая приведена ниже на рис. 3.
Масло АМГ10 (Гидравлическое масло АМГ-10 применяется в гидросистемах авиационной и наземной техники, работающей в интервале температур окружающей среды от - 60 до 55°С. ГОСТ 6794-75 Вырабатывается на основе глубокодеароматизированной низкозастывающей фракции, получаемой из продуктов гидрокрекинга парафинистых нефтей и состоящей из нафтеновых и изопарафиновых углеводородов. Содержит загущающую и антиокислительную присадки, а также специальный отличительный органический краситель.) при температуре 400С имеет динамическую вязкость
· =11,5 мПа
·с и плотность
· = 750 кг/м3.
Выберем силовой гидроцилиндр ГЦ 80.600.12.000 с диаметром цилиндра (поршня) D = 80 мм, штока поршня d = 45 мм, с длиной хода Lп = 600 мм и с максимальным рабочим давлением 12 МПа.
Определим расход масла в силовом гидроцилиндре, необходимый для перемещения поршня гидроцилиндра с заданной скоростью
13 EMBED Equation.3 1415м3/с. Определим подачу насоса
13 EMBED Equation.3 1415 м3/с.
Выберем для трубопровода гидросистемы трубы с диаметром dтр = 8 мм.
Определим скорость движения масла в трубопроводе гидросистемы
13 EMBED Equation.3 1415 = 0,5 м/с.
Определим режим течения масла в трубопроводе гидросистемы. Для этого вычислим числа Рейнольдса
13 EMBED Equation.3 1415 = 261.
Так как 13 EMBED Equation.3 1415
· 2320 , то режим течения масла в трубопроводе гидросистемы ламинарный (2320 - критическое число Рейнольдса).
Коэффициент гидравлического трения определим по формуле:
13 EMBED Equation.3 1415 = 0,25.
Определим потери напора в трубопроводе гидросистемы:
Трубопровод гидросистемы длиной lг имеет n резких поворотов на 900, два колена с плавным изгибом на 900 и радиусом закругления 13 EMBED Equation.3 1415, один предохранительный клапан и золотник управления.. Значит
13 EMBED Equation.3 1415,
где 13 EMBED Equation.3 1415,13 EMBED Equation.3 1415, 13 EMBED Equation.3 1415и 13 EMBED Equation.3 1415 - коэффициенты местного сопротивления резких поворотов, плавных поворотов, предохранительного клапана и золотника управления соответственно (из Приложения 2).
13 EMBED Equation.3 1415= 0,57 м.
Определим давление в силовом гидроцилиндре, переходящее в полезное усилие
13 EMBED Equation.3 1415 = 4,368 МПа.
Определим мощность силового гидроцилиндра
13 EMBED Equation.3 1415 = 142,3 Вт.

Рис. 3 Схема объемного гидропривода
1- силовой гидроцилиндр; 2 - насос; 3 - золотник управления; 4 - предохранительный клапан; 5 - трубопровод гидросистемы; 6 - бак.


Определим давление насоса
13 EMBED Equation.3 1415 = 4,372 МПа.
Определим мощность насоса
13 EMBED Equation.3 1415 = 158 Вт.
Определим время одного хода поршня
13 EMBED Equation.3 1415 90 с.
Теоретический вопрос

Вопрос 3. Что представляет собой характеристика «турбобур-долото-забой», и каковы её основные свойства?

Характеристика системы «турбобурдолотозабой»

Часть крутящего момента турбины затрачивается на преодоление трения в пяте и в радиальных опорах, а при искривлении вала и корпуса также на трение ротора о статор. Момент сил трения зависит от качества сборки и регулировки турбобура. При расположении осевой опоры в шпинделе (турбобуры ЗТСШ и АШ) или в нижней части вала нижней секции уменьшается или исключается продольный изгиб вала под действием осевой нагрузки на долото, уменьшается нагрузка на радиальные опоры и снижаются потери на трение в этих опорах.
Вследствие механических потерь характеристика турбобура (на долоте) отличается от характеристики турбины. При использовании опор качения указанное различие сравнительно небольшое, поскольку главная часть механических потерь в пяте существенно снижена. Другие потери имеют значение только при кривизне вала и корпуса, превышающей допускаемые нормы, а потери на трение ротора о статор увеличиваются при сильно изношенных радиальных опорах, когда зазоры в них становятся равными радиальным зазорам в турбине.
В турбобуре с резинометаллическими подшипниками при одной и той же характеристике турбины форма кривых характеристики турбобура может быть весьма различной в зависимости от условий взаимодействия до/юта и разбуриваемой породы, вследствие чего она называется также характеристикой системы турбобурдолотозабой (ТДЗ). Рассмотрим факторы, определяющие эту характеристику.
Момент силы трения в пяте
13 EMBED Equation.3 1415
Здесь 13 EMBED Equation.3 1415 коэффициент трения в пяте; 13 EMBED Equation.3 1415 приведенный радиус трения,
13 EMBED Equation.3 1415;
13 EMBED Equation.3 1415 и 13 EMBED Equation.3 1415 - наружный и внутренний радиусы трущихся поверхностей.
Верхний знак в формуле крутящего момента относится к случаю, когда бурильная колонна поддерживает ротор верхними поверхностями подпятников (Т + G > R), а нижний к случаю, когда к гидравлической силе приплюсовывается сила тяжести нижнего участка бурильной колонны (Т + G < R) с нагружением нижних поверхностей подпятников.
Крутящий момент турбобура, передаваемый долоту,
МТ = Мк - Мn - М0, (6.10)
где Mk момент k-ступенчатой турбины; М0 момент сил трения в радиальных опорах и трения ротора о статор.
Момент на долоте приблизительно пропорционален нагрузке на долото:
MД = My R , (6.11)
где Му удельный момент, зависящий от крепости разбуриваемой породы, конструкции и состояния долота, условий промывки забоя, а также от частоты вращения долота. При равномерном вращении долота МТ = МД.
Примем, что зависимость момента турбины от частоты вращения линейная:
13 EMBED Equation.3 1415,
где k число ступеней, и исключим из (6.10) и (6.11) нагрузку R, пренебрегая для простоты небольшим моментом М0. После преобразований получим уравнение момента турбобура:
13 EMBED Equation.3 1415.
Обозначим безразмерные величины:
13 EMBED Equation.3 1415; 13 EMBED Equation.3 1415.
Формула крутящего момента на долоте представлена так:
13 EMBED Equation.3 1415. (6.12)
Чтобы изучить особенности полученной зависимости, примем, что удельный момент трения в пяте 13 EMBED Equation.3 1415, удельный момент на долоте 13 EMBED Equation.3 1415, а следовательно,
· и s величины постоянные. Зависимость (6.12) графически представляется двумя прямыми, пересекающимися в точке В (рис. 6.6, а) на прямой 1 1. линия А'В соответствует условию R > Т + G (знак +), а линия ВС - условию R < Т + G (знак -). В точке В справедливо условие Т + G = RB, когда пята разгружена.
Угол наклона прямой ВС` зависит от коэффициента
·. При
· < 1 Мy > 13 EMBED Equation.3 1415, т. е. когда удельный момент сопротивления забоя больше удельного момента трения в пяте, линия ВС` наклонена вправо от вертикали. При
· > 1 Му < 13 EMBED Equation.3 1415, в этом случае линия ВС` наклонена влево. Промежуточный случаи:
·=1, My=13 EMBED Equation.3 1415 линия ВС вертикальная.

В действительности величины
· и s не постоянные, а зависят от нагрузки на пяту и частоты вращения вала. Поэтому линии АВ и ВС не прямые, а кривые. Отрезки ординат, заключенные между линией 1/ и кривой ABC (момента на долоте), соответствуют моменту трения в пяте, а отрезок ОС частоте холостого вращения турбины пх при подъеме турбобура с забоя.
Положение точки В определим из условия, что уравнение (6.12) при использовании любого знака дает одинаковый результат:
13 EMBED Equation.3 1415,
Где
13 EMBED Equation.3 1415
Параметр 13 EMBED Equation.3 1415, отражающий комплексную взаимосвязь турбобура (k, Mmax, G, Т), долота и забоя (Му), равен ординате точки В. На рис 6.6, б кривые момента на долоте относятся к нескольким значениям удельного момента Му. Точки разгрузки пяты тем ближе к тормозному режиму, чем больше значение Му.
Характер изменения кривой момента на ее ветвях зависит от закономерности изменения величин
· и s. В частности, положение точки С зависит от того значения Sx, которое оно имеет при холостом режиме: nx/nmax 1 Sx.
Графики забойной мощности даны на том же рис. 6.6, б. Они показывают, что максимум мощности турбобура не совпадает с максимумом мощности турбины и может быть смещен от него в любую сторону в зависимости от типов турбобура, долота, породы, а также от расхода жидкости (расход жидкости влияет потому, что Т и Mmax в выражении П зависят от расхода, a G не зависит от него)..
В практике бурения возможны следующие варианты характеристики ТДЗ (см. рис. 6.6, б):
1)
· < 1/2; nв > nmax /2 (точки а и b).
Этот случай характерен для бурения твердых пород;
2)
· > 1/2; nв < nmax/2 (точка d), что бывает при бурении слабых пород;
3)
· = 1/2; nв nmax/2 (точка с).
В этом случае максимумы мощностей турбобура и турбины приблизительно совпадают, причем (Т + G) Му = kMmax/2.

Средства изменения нагрузочной характеристики турбобура

Опыт бурения показывает, что левая часть графика характеристики турбобура (см. рис. 6.6, а) не используется вследствие неустойчивости вращения долота. Одна из причин этого пологость кривой момента турбобура, обусловленная потерями на трение в резинометаллической пяте.
Изменение момента сопротивления вращению долота МД на забое при постоянной осевой нагрузке с увеличением частоты вращения представляется некоторой кривой, называемой механической характеристикой долота. В точке пересечения этой кривой с линией момента турбобура определяется частота равномерного вращения долота. В зависимости от значения R пересечение возможно с правой, левой или с той и другой ветвями линии момента Мт (рис. 6.7, а).
Исследуем режимы работы системы турбобурдолото на устойчивость, рассмотрев малые отклонения параметров режима. Предположим, что кривая Мт наклонена больше, чем МД, т. е. dMД / dn > d MТ / dn. Допустим далее, что вследствие временного увеличения сопротивления на долоте частота вращения его несколько снизилась. С восстановлением значения сопротивления (точка Е1) вследствие избытка движущего момента турбобура над моментом сопротивления долота турбина будет разгоняться и режим вращений сохранится. Если частота вращения увеличивается (точка Е2), то в результате недостатка движущего момента турбины частота вращения вала замедлится. Следовательно, режим работы в точке Е устойчивый.
Теперь рассмотрим точку D. Случайное ускорение вращения вала (точка D2) приводит к разгону турбины и дальнейшему переходу в устойчивый режим (в точке Е, расположенной на правой ветви линии Мт), а случайное замедление (смещение в точку D1 к остановке турбобура вследствие нарастающего недостатка вращающего момента по отношению к моменту на долоте. Таким образом, если dMД / dn < d MТ / dn, то режим вращения неустойчивый.
Между тем технология бурения шарошечными долотами требует, чтобы турбобур мог устойчиво работать при небольшой ча-

стоте вращения. Поэтому желательно, чтобы зависимость п М у турбины была нелинейной с повышением крутизны линии моментов в области тормозного режима.
Для придания нагрузочной характеристике турбины такого качества существует несколько способов. Один из них регулирование расхода жидкости с уменьшением его при разгонных режимах и увеличением при тормозных. Для осуществления этого способа используют наземные или забойные средства. В качестве наземных можно использовать буровые насосы с бесступенчатым регулированием подачи. Наиболее приемлема для работы в системе с регулируемой подачей высокоциркуляционная турбина, замедление вращения которой сопровождается снижением перепада давления в ней и, следовательно, падением давления на вы-киде насоса. Если характеристика насоса такова, что снижение давления вызывает увеличение подачи, то при торможении турбины увеличивается крутизна кривой пМ.
Непосредственно на забое скважины расход жидкости можно регулировать с помощью перепускных клапанов, эжекторных мультипликаторов расхода или систем с разделением потока. Перепускной клапан устанавливается в полом валу турбобура или над турбобуром в специальной приставке. При настройке клапана на постоянный перепад давления, равный перепаду давления в турбине при тормозном режиме, характеристика турбины графически выглядит так, как представлено на рис. 6.4, б. Как видно, линия момента круто изогнута вверх к точке тормозного режима. Перепускные клапаны подвержены быстрому эрозионному износу, вследствие чего этот способ регулирования широкого применения не получил.
Для изменения нагрузочной характеристики в турбобурах типа А7ГТШ, А6ГТШ используют систему гидродинамического торможения. Сущность способа состоит в том, что на валу турбины устанавливается многоступенчатый гидравлический тормоз (ГТ). Венцы статора и ротора тормоза имеют прямые лопатки, установленные вдоль оси турбины, которые почти не оказывают сопротивления при остановке турбины. Линия момента Мгт, поглощаемого ступенями ГТ, приблизительно линейная, так что суммарная нагрузочная характеристика турбины получается также линейной (рис. 6.7, б). Суммарный максимальный момент турбины сохраняется, но рабочая частота вращения, соответствующая половине kMmax, существенно снижается, а крутизна нагрузочной характеристики увеличивается. Эту крутизну можно регулировать варьированием числа ступеней ГТ.








13PAGE 15


13PAGE 142015




Root EntryEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation Nativeрисунок 1Equation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation Nativeрисунок 2Equation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation Nativeрисунок 3Equation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeIEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation NativeEquation Native

Приложенные файлы

  • doc 11210276
    Размер файла: 2 MB Загрузок: 0

Добавить комментарий