ПОВЫШЕНИЕ
МОТОРЕСУРСА ТУРБОБУРА
В. СОРОКОУМОВ, А. БОНДАРЬ
ООО «НТФ «ТехБур»
Основная задача, стоящая перед буровыми организациями, связана с повышением качества и темпов строительства скважин. В ее решении важнейшая роль принадлежит приводу породоразрушающего инструмента.
Практика буровых работ показывает, что при разбурива-нии верхних интервалов до 1900—2000 м наиболее эффективным приводом долота остается турбобур, обеспечивающий минимальную стоимость одного метра проходки при высоких коммерческих скоростях бурения. На глубинах более 2000 м на первый план выходят винтовые двигатели, редукторные турбобуры и роторный способ бурения. Оптимальное сочетание различных типов приводов по глубине скважин позволяет снизить стоимость одного метра проходки.
Несмотря на успехи, достигнутые в производстве современных турбобуров, остаются открытыми проблемы совершенствования выходной энергетической характеристики турбобура и повышения его моторесурса.
На наш взгляд, причина низкого моторесурса турбобуров кроется в устаревшей конструкции самой машины, отдельных ее узлов и не использовании новых идей и современных композиционных материалов.
В табл. 1 представлены все перечисленные типы приводов и указан их средний моторесурс.
Как видно из таблицы, самый низкий моторесурс — не более 200 часов — имеет гидравлический забойный двигатель. Основная причина заключается в отсутствии балансировки роторной сборки.
Рассмотрим конструкцию турбобура с позиции динамической балансировки роторной сборки. Роторная сборка турбинных и шпиндельных секций должна проводиться ориентированно, что позволит уменьшить или практически исключить частые повторные операции динамической балансировки роторной системы.
Роторная сборка турбинных секций относится к типу гибких роторных сборок, в которых необходимо иметь плоскости коррекции в виде противовесов, а также шаровые автоматические балансировочные устройства (ШАБУ), что поможет устранить дополнительную неуравновешенность системы вследствие прогиба оси.
Из известных схем динамического уравновешивания роторных систем [1] выбрана схема, представленная на рис. 1, где рядом с радиальными опорами размещены противовесы, а в середине пакета турбин — шаровые автоматические ба-
Табл. 1
Гидравлические ДВС, Электро- Авиадви- Гидродви- Забойные двигатели дизеля двигатели гатели гатели /турбинные секции/
5000
5000
5000
5000
150-200
Валы отбалансированы
Роторная сборка не отбалансирована
Г*
V
v
Рис. 1. Блок-схема турбинной секции турбобура
И — Плумуфта НИ — Радиальная опора I — Противовес
1Ш — Турбина И — ШАБУ I — Вал
Необходимо произвести балансировку роторной системы
лансировочные устройства. Кроме того, ШАБУ установлено также с нижнего торца каждой турбинной секции.
Инерционное усилие, возникающее вследствие неуравновешенности масс и действующее перпендикулярно к оси вращения, можно выразить как:
Рин = M-g2-E, (1)
где: Рин — инерционное усилие,
М — масса роторной сборки,
g — угловая скорость вращения,
E — смещение центра тяжести относительно оси (эксцентриситет).
Чтобы уменьшить величину инерционного усилия при угловой скорости g = const, необходимо снижать массу роторной системы и стремиться к получению минимальных эксцентриситетов. Снизить массу можно за счет использования полого вала и уменьшения массы единичных ступеней турбин. Массу целесообразно уменьшить за счет ее осевой высоты и использования при изготовлении венцов ротора и статора современного композиционного материала — керамики плотностью 3850 кг/м3 вместо металла плотностью 7820 кг/м3. Кроме того, уменьшение количества единичных ступеней турбин с 33 до 26 между радиальными опорами с увеличением их энергетических параметров также благоприятно отразится на снижении массы роторной сборки. Получение минимальных эксцентриситетов связано в первую очередь с технологией изготовления валов и единичных ступеней турбин.
Например, для роторной сборки вала турбобура допускаемая величина эксцентриситета не должна превышать 0,18637 мм при частоте вращения 1200 мин-1.
Выполненный расчет показывает, что роторную сборку турбинной секции можно подвергать динамической балансировке.
Между радиальными опорами гибкую роторную сборку вала турбобура целесообразно представить как
трехмассовую нежесткую систему, состоящую из трех дисков, два из которых — уравновешенны и расположены около опор и прогибом которых можно пренебречь (рис. 2). Центральный диск, расположенный симметрично относительно опор, неуравновешен, что вызывает при вращении появление инерционного усилия Рин и смещение центра тяжести на величину эксцентриситета. Для уравновешивания роторной системы крайними дисками, выбранными в качестве плоскостей коррекции, на радиусах «г» приложим две равные массы «т», создающие уравновешивающее усилие Рур.
Из этого следует, что устранить дисбаланс необходимо в плоскости фактического его расположения или как можно ближе к ней. Существует несколько методов уравновешивания гибких роторов. Широкое применение имеет шаровое автоматическое балансировочное устройство (ШАБУ). Его целесообразно использовать с нижнего торца вала, для осуществления автоматической балансировки консоли со стороны нижней полумуфты. В результате сделанного анализа по балансировке роторной сборки появилась обоснованная схема установки плоскостей коррекции, представленная на рис. 1.
Следующий важный момент, влияющий на увеличение моторесурса турбобура, связан с радиальной резино-ме-таллической опорой.
Радиальную резино-металлическую опору, применяемую в турбобурах, нельзя называть опорой, как это принято в машиностроении, поскольку технологический зазор, заложенный при ее изготовлении, составляет 0,54 мм на диаметр (ГОСТ 4671—76). Опоры скольжения нормальной точности, к которым относится резино-металлическая опора турбобура, должны иметь диаметральный зазор I = 0,015—0,025 мм [2]. При наборе радиального лифта I = 0,15—0,25 мм опоры скольжения в обязательном порядке подлежат замене. Таким образом, производить динамическую балансировку роторной сборки на резино-металлических опорах — нонсенс.
Во-вторых, согласно расчету [2], резино-металлические опоры современных турбобуров никогда не будет иметь моторесурс выше 150—200 часов. Они горят, поскольку работают при температуре, значительно превышающей 750° С.
Напрашивается следующий вывод. В новом турбобуре в качестве радиальных опор целесообразно использовать либо опоры качения с обязательным выбором радиального лифта дистанционными кольцами, либо нормальные опоры скольжения, выполненные на базе термостойкой керамики. Кроме точности балансировки вала, при их использовании обеспечивается надежная работа уплотнительных узлов, призванных защищать эти опоры от бурового раствора. В качестве уплотнительных элементов следует применять не торцевые уплотнения, относящиеся к пятой группе уплотни-тельных узлов и допускающие постоянную утечку порядка 0,167 см3/мин, а манжетное уплотнение или уплотнение кольцами прямоугольного сечения. Эти уплотнительные элементы относятся ко второй группе уплотнительных узлов и допускают только капельную утечку, которая составляет 0,022 см3/мин.
Когда уплотнительные узлы работают надежно, то это необходимо использовать для создания масленых ванн в турбинной секции и шпинделе.
В турбобуре ТКТ-190 полый вал выполняет функции масляного лубрикатора. Внутри его установлены цилиндр и поршень. Избыточное давление внутри масленой ванны обеспечивается резиновым шнуром круглого сечения и специальным якорем.
Давление промывочной жидкости подводится через отверстие в верхней полумуфте от первой единичной ступе-
Рис. 2. Влияние нежесткости системы на уравновешенность
ни. Поскольку при движении промывочной жидкости по единичным ступеням происходит определенный перепад давления, то все последующие уплотнительные узлы радиальных опор, начиная со второй, также находятся под определенным давлением. Этот эффект используется для частичной разгрузки вала от гидравлического усилия, связанного с движением промывочной жидкости по проточным каналам. Уплотнительные узлы радиальных опор установлены на дифференциальной втулке, которая и использует эффект гидравлической разгрузки полого вала.
В современном турбобуре ТКТ-190 для наиболее изнашиваемых элементов целесообразно применять новые композиционные материалы. Это относится к единичным ступеням турбин. Стоимость единичной ступени турбины, выполненной из металла, для различных типов турбобуров приведена в табл. 2.
Как видно из таблицы, комплект турбин для турбобура 3ТСШ1—195 обходится заказчику в 330 (ступ.) . 495 = 163 350 руб. Такой же комплект для турбобура ТВМ-195 — 356 400 рублей.
Если принять во внимание, что стойкость металлических турбин находится на уровне 400 часов и за год приходится менять 3—4 комплекта, то годовые затраты только на единичные ступени одного турбобура составляют 400050—1069200 рублей. Изношенные единичные ступени не подлежат реставрации. Применение керамических турбин вместо металлических позволит буровым организациям сэкономить миллионы рублей.
Еще один вопрос, связанный с формированием выходной энергетической характеристики турбобура ТКТ-190. Первое, что обращает на себя внимание, это существенное повышение величины вращающего момента, несмотря на уменьшение количества используемых единичных ступеней турбин. Отметим две причины, связанные с повышением величины вращающего момента. Расчетная характеристика турбобура ТКТ-190 представлена в табл. 3.
Первая заключается в том, что рост вращающего момента и коэффициент полезного действия (п = 0,68) на турбине Т26/16,5К получен за счет усовершенствования профиля серийной турбины Т26/16,5 (п = 0,51), используемой в турбобуре 3ТСШ1—195. Вторая причина — существенно уменьшена величина утечки в зазоре между ступицей статора и венцом ротора. В работе [3] приведен расчет величины
Табл. 2
№ Тип турбобура Стоимость, в руб.
1 Ступень турбины 3ТСШ1—210 (статор-ротор) 675
2 Ступень турбины 3ТСШ1—195 (статор-ротор) 495
3 Ступень турбины 3ТСШ1—172 (статор-ротор) 270
4 Ступень турбины А3К5Са (стат
Для дальнейшего прочтения статьи необходимо приобрести полный текст. Статьи высылаются в формате PDF на указанную при оплате почту. Время доставки составляет менее 10 минут. Стоимость одной статьи — 150 рублей.