CC BY
26
Т.Н. Мендебаев, Н.Ж. Смашов
ДВУХКАМЕРНАЯ ЗАБОЙНАЯ ГИДРОМАШИНА ДЛЯ БУРЕНИЯ СКВАЖИН
Основные проблемы бурения глубоких скважин в мире - сохранность заданного направления скважин, растущие энергозатраты с глубиной и проводка боковых стволов. Для решение проблем предложена конструктивная схема двухкамерной забойной гидромашины роторного типа, предназначенной для бурения скважин. В ней реализована идея повышение эффективности использование потенциальной энергии рабочего агента промывочной жидкости для создание крутящего момента ротора и снижение гидродинамических помех его вращению. Результаты теоретических расчетов по определению значений силовых характеристик забойной гидромашины в зависимости от размеров составляющих элементов конструкции и расхода промывочной жидкости в пределах допустимых норм согласуются с данными экспериментов. По технологическим возможностям, двухкамерная забойная гидромашина роторного типа может стать эффективным средством бурение скважин на нефть и газ, подземные воды, особенно практически применимым при проводки боковых стволов по продуктивным пластам. Ключевые слова: бурение, скважина, гидромашина, промывочная жидкость.
Глубины бурения скважин практически на все виды полезных ископаемых растут во всем мире. Основные проблемы их проводки — сохранность заданного направления скважин, энергозатраты растущие с глубиной и частотой вращения бурильной колонны.
Современные способы и средства бурения скважин, предусматривающие передачу крутящего момента и осевой нагрузки на забой по колонне бурильных труб исчерпали свои потенциальные возможности.
И какую бы на их основе не создавали конструкцию новейших буровых станков (установок), они не снижают влияние фактора глубины на показатели процесса бурения скважин. Теорией и практикой доказано, что на глубине скважин 3000 метров и частоты вращения 230—270 об/мин до 70—75% исходной мощности буровой установки теряется впустую, на холостое вращение колонны бурильных труб [1].
ISSN 0236-1493. Горный информационно-аналитический бюллетень. 2016. № 6. С. 66-74. © 2016. Т.Н. Мендебаев, Н.Ж. Смашов.
УДК 622.243.051
Для решения проблем проводки глубоких скважин более привлекательными представляются использования забойных гидромашин, типа винтовых гидродвигателей и турбобуров, создающие на забое крутящий момент для вращения породо-разрушающего инструмента при невращении колонны бурильных труб.
Их общие недостатки — сложность конструкции, значительная длина расход рабочего агента промывочной жидкости, низкие ресурсы работы. Ныне особенно возросли требования к длине забойных машин в связи с ростом объемов бурения боковых стволов из основной скважины.
Современные технологии проводки боковых стволов требуют использования гидравлических забойных двигателей длиной не более 10—15 м против серийных 28—30 м. Этому требованию удовлетворяют гидротурбинные забойные двигатели американской компании Negrfor (Schlumberger и Turbo Power Halliburton).
Следуя им в России был разработан модернизированный двухсекционный турбобур 2ТСА-195, содержащий одну шпиндельную и две турбинные секции общей длиной около 19 м [2].
Характеристика новой турбины, отличающейся пониженной осевой высотой и оптимальным профилем лопаток, обеспечивает высокие энергетические показатели по сравнению с серийными трехсекционными машинами.
Тем не менее в конструкции 2ТСА-195 в меньшей мере, но все же сохраняются вышеприведенные недостатки турбобуров, что ставят под сомнение эффективность их использования при проводке боковых стволов.
Анализ конструктивных особенностей, технологических режимов работы и условий применения забойных гидромашин показывает, что наиболее подходящими из них для проводки боковых стволов из основной скважины представляются роторного типа, имеющие ограниченную длину.
Крутящий момент роторной забойной гидромашины определяется средним радиусом и суммарной рабочей площадью лопастей. Неизбежно малый радиус может компенсироваться увеличением рабочей площади лопастей за счет соответствующей длины.
Кроме того, значения крутящего момента забойной гидромашины роторного типа находится в прямой зависимости от полноты использования потенциальной энергии рабочей жидкости подаваемой промывочными насосами высокого давления.
Двухкамерная забойная гидромашина: 1 — корпус; 2 — подводящий канал; 3—4 — подшипники; 5 — ротор; 6 — полуцилиндрические лопасти; 7 — центральный канал; 8—9 — радиальные отверстия; 10 — синусоидальная перегородка; 11 — переходник; 12 — горизонтальный канал
Исходя из этих основополагающих соображений и учетом условий применения, была разработана конструктивная схема двухкамерной забойной гидромашины, где реализована идея — продление времени прохождения потока в рабочих камерах, увеличение контактной площади силового взаимодействия промывочной жидкости с ротором и снижение гидродинамических сопротивлении вращению последнего в полости корпуса.
Двухкамерная забойная гидромашина (рисунок) содержит корпус 1 с подводящими каналами 2, установленный в полости корпуса 1 с возможностью вращения на подшипниках 3 и 4 ротор 5, имеющий внешние полуцилиндрические лопасти 6 скользяще контактирующие с корпусом 1 и центральный канал 7, посредством радиальных отверстий верхних 8 и нижних 9 сообщающийся с полостью корпуса 1.
Верхние 8 и нижние 9 боковые радиальные отверстия проведены входом перед внешней стенки полуцилиндрических лопастей 6 по вращению.
В центральном канале 7 ротора 5 закреплена продольная синусоидальная перегородка 10, образующая сектора, и боковые радиальные отверстия 8 и 9 выполнены выходящими в центральный канал 7 числом не менее двух в поперечном сечении каждого сектора, где передние по вращению ротора боковые радиальные отверстия обращены в вогнутые поверхности синусоидальной перегородки 10, задние боковые радиальные отверстия ориентированы к выходу передних.
В нижнем окончании к ротору 5 присоединен переходник 11 с периферийными горизонтальными каналами 12 реактивного истечения жидкости.
Двухкамерная забойная гидромашина работает следующим образом. Поток промывочной жидкости по подводящим каналам 2 плавно закругленным поворотом направляется на середину высоты внутренней стенки полуцилиндрических лопастей 6 исключением возможности появления опрокидывающего момента ротора 5. Под действием скоростного напора и нарастающим давлением промывочной жидкости в полости корпуса 1, ротор 5 на подшипниках 3 и 4 приводится во вращательное движение.
Далее, напорная жидкость поступает в боковые радиальные отверстия 8 и 9, и на их входе в центральный канал 7 перед внешней стенки полуцилиндрических лопастей 6 по вращению происходит снижение давлений и уменьшение гидродинамических сопротивлений вращению ротора 5.
При движений промывочной жидкости по боковым радиальным отверстиям 8 и 9 произойдет рост скорости и давлений, и выходом в центральный канал 7, сила ударного давления промывочной жидкости вытекающей из передних по вращению ротора боковых радиальных отверстий 8 и 9 будет приложена на вогнутые поверхности синусоидальной перегородки 10, а промывочная жидкость вытекающая из задних боковых радиальных отверстий отражаясь по касательной от криволинейной стенки центрального канала 7, однонаправленно сливается с потоком промывочной жидкости из передних боковых радиальных отверстий, суммарно усиливая силу ударного давления и значения крутящего момента на роторе 5.
Протекая по внутренней рабочей камере ротора 5, в переходнике 11 поток промывочной жидкости разделяется, часть потока направляется на забой скважины для охлаждения поро-доразрушающего инструмента и выноса шлама, а основной же поток по периферийным, горизонтальным каналам реактивного истечения жидкости выходит в затрубное пространство, создавая дополнительный крутящий момент на роторе 5.
Принимая во внимание стандартные размеры турбобуров и винтовых забойных двигателей, были выполнены теоретические расчеты по определению силовых характеристик двухкамерной забойной гидромашины в зависимости от размеров составляющих ее элементов и расхода рабочего агента — промывочной жидкости.
Использованием известных в области проектирование гидромашин математических зависимостей была построена методика расчета силовых характеристик двухкамерной забойной гидромашины.
Сила давления струи на серию сменяющих друг друга при вращении лопастей ротора определяется по формуле [3].
где р — плотность промывочной жидкости; Q — расход жидкости; V — скорость истечения жидкости из входных отверстий; и — скорость движения ротора; р — угол отраженной от лопасти струи, р = 20°; т — число лопастей.
Скорость истечения жидкости из входных отверстий вычис-
(1)
ляется
пй ■ к '
где d — диаметр входных отверстий; k — число входных отверстий.
Скорость движения ротора определяется по формуле
nD ■ h
u =-, (3)
1000■60
где D — диаметр ротора; n — число вращении ротора.
Значения крутящего момента ротора без учета теоретического КПД вычисляется по формуле
M = PD . (4)
2
Теоретический КПД забойной гидромашины определяется
n=[2 - u) V (i+cos в). (5)
Перепад давлений AP рабочей жидкости в наружной камере определяется из соотношений
о = ^/0^-^, (6)
где ^ — коэффициент расхода рабочей жидкости через входных отверстий — равный ^ = ф • Е, где ф — коэффициент скорости струи; Е — коэффициент сжатие струи на выходе из отверстий. По справочным данным ф = 0,7, Е = 0,64 [4], ^ — площадь сечения входных отверстий.
Решением вышеприведенного уравнения (6) относительно АР, имеем:
АР = 2= VI.X , (7)
V2 ■ и • 2д ц2 2д
где у — объемный вес промывочной жидкости.
В таком случае, крутящий момент создаваемый в наружной камере забойной гидромашины будет
М = АР ° - ^ ■ Н ■ Я , (8)
где dк — диаметр оснований ротора; Н — высота лопастей; R — радиус размещения входных отверстий.
В таком же порядке вычисляют значения крутящего момента М1 и перепада давлений промывочной жидкости АР1 во внутренней (центральный канал) рабочей камере.
Расчет численных значений силовых характеристик реактивного истечения промывочной жидкости из периферийных, горизонтальных каналов в нижнем переходнике определяется
V = 4° , (9)
П $р ■ &р
где dp — диаметр каналов; kp — число каналов. Перепад давлений
ар = V:. 1000. (10)
ц 2д
Тогда значения крутящего момента от реактивного истечения промывочной жидкости определяется
Мр =АРр ■ Гр ■ гр ■ Кр , (11)
Fp — площадь каналов; гр — радиус размещения каналов.
Суммарный крутящий момент двухкамерной забойной гидромашины составляет
^Мкр = М + Мх + Мр. (12)
С учетом теоретического КПД
МкР =ТМкР -п (13)
Общая мощность развиваемая двухкамерной забойной гидромашиной
М ■ п
Мг = . (14)
г 716,2
Суммарный перепад давлений
^АР = АР + АР1 + АРр . (15)
Силовые характеристики двухкамерной забойной гидромашины наружным диаметром корпуса 110 мм, длиной 800 мм в зависимости от расхода промывочной жидкости
Расход жидкости, л/мин (м3/сек) Крутящий момент ротора, Н-м Мощность, кВт Перепад давлений, МПа КПД
300 (0,005) 460 50,1 2,5 0,8
400 (0,0066) 780 74,0 4,1 0,7
480 (0,008) 950 110,0 6,2 0,65
В таблице приведены результаты теоретических вычислений силовых характеристик двухкамерной забойной гидромашины.
Результаты теоретических расчетов силовых характеристик двухкамерной забойной гидромашины были проверены на лабораторном буровом стенде оснащенной промывочным насосом НБ32, манометром для замера давлений МП-2, ультразвуковым расходомером ^-800, бесконтактным тахометром для замера частоты вращения ротора и№-Т и датчиком крутящего момента ТМ313.
Данные экспериментов, полученные при различных расходах промывочной жидкости показали их удовлетворительную сходимость с расчетными.
По полученным данным, малогабаритная по длине, несложная в изготовлении двухкамерная забойная гидромашина обеспечивает наиболее полное использование потенциальной энергии промывочной жидкости, преобразуемой в силовые характеристики с высокими значениями.
Их использование в компоновке с алмазными породораз-рушающими инструментами представляется практически выгодным при бурении скважин на нефть и газ, подземные воды. Особенно они могут быть успешно использованы при проводки многоярусных боковых стволов по простиранию продуктивных пластов со значительным увеличением их отдачи.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Мендебаев Т. Н. Возможности снижения энергоемкости сооружения глубоких скважин за счет применения буровых долот особой конструкции // Нефтесервис. — 2012. — № 1. — С. 29—31.
2. Симонянц С.Л., Мнацаканов И.В. Актуальное направление модернизации турбинного способа бурения // Нефтесервис. — 2013. -№ 2. - С. 48-50.
3. Юшкин В. В. Гидравлика и гидравлические машины. — Минск: Вышэйшая школа, 1974. — С. 123—132.
4. Башта Т. М. Машиностроительная гидравлика. — М.: Машиностроение, 1971. — С. 421—422. НИН
КОРОТКО ОБ АВТОРАХ
Мендебаев Токтамыс Нусипхулович1 — доктор технических наук, Смашов Нурлан Жаксибекович1 — аспирант, e-mail: [email protected],
1 ТОО « Научно-внедренческий центр Алмас».
Gornyy informatsionno-analiticheskiy byulleten'. 2016. No. 6, pp. 66-74. T.N. Mendebaev, N.Zh. Smashov BICAMERAL FACE HYDRAULIC MACHINE FOR WELL DRILLING
The main problems of drilling of deep wells in the world - the preservation of directions of given wells, increasing power inputs with the depth and conducting of the rat holes.
To solve the problem was suggested construction arrangement of bicameral face rotary hydraulic machine proposed for well drilling. In this machine was implemented the idea of improving the efficiency of the usage of the potential energy of the working agent of washing liquid for creation of the twisting moment of the rotor and reduction of the hydrodynamic interference to its rotation.
The results of theoretical calculations to determine the value of the strength characteristic of face hydraulic machine, depending on the size and design of the constituent elements of the construction and flow rate of flushing liquid within the permissible limits are consistent with experimental data.
According to technological capabilities, bicameral face rotary hydraulic machine can be an effective means of well drilling for oil and gas, groundwater, especially practical use by conducting of rat holes into hydrocarbon-bearing formation.
Key words: drilling, well, hydraulic machine, washing liquid.
AUTHORS
Mendebaev T.N.1, Doctor of Technical Sciences, Smashov N.Zh.1, Graduate Student, e-mail: [email protected], 1 LLP «Research and innovation center Almas».
REFERENCES
1. Mendebaev T. N. Nefteservis. 2012, no 1, pp. 29-31.
2. Simonyants S. L., Mnatsakanov I. V. Nefteservis. 2013, no 2, pp. 48-50.
3. Yushkin V. V. Gidravlika i gidravlicheskie mashiny (Hydraulics and hydraulic machines), Minsk, Vysheyshaya shkola, 1974, pp. 123-132.
4. Bashta T. M. Mashinostroitel'naya gidravlika (Engineering hydraulics), Moscow, Mashinostroenie, 1971, pp. 421-422.
I МЫСЛИ О РОЛИ КНИГИ В ОБЩЕСТВЕННЫХ ПРОЦЕССАХ
Одна из важнейших задач вузовского издательства — привить вкус к научно-литературному творчеству наиболее подготовленным студентам, аспирантам, сотрудникам. Восприимчивость к творчеству во многом зависит от реальных возможностей публикации написанного и обсуждения опубликованного.
UDC 622.243.051
