Контрольная работа - Гидромашины и компрессоры
Подождите немного. Документ загружается.
Контрольная работа 2
Задача №1 (Вариант 8)
Рассчитать и построить характеристики турбины турбобура
)(nfM
и
)(nfN
по
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
м
3
/с 42
Плотность жидкости ρ, кг/м
3
1250
Средний диаметр турбины D
ср
, мм 146,5
Радиальная длина лопатки l, мм 19,5
Конструктивные углы выхода потока α
1к
= β
2к
, град
I0
4049
Конструктивные углы выхода потока α
2к
= β
1к
, град 90
0
Рис. 4. Схема ступени турбины турбобура.
Решение: Определим осевую скорость движения жидкости:
lD
Q
C
ср
o
z
,
где
o
- объемный КПД, из указаний к решению задачи
95,093,0
o
;
- коэффициент
стеснения проточной части, принимаемый равным 0,9.
9,00195,01465,014,3
95,0042,0
z
C
= 4,94 м/с.
Определим максимальную величину окружной скорости
I0I0
2к1кzmax
0449044994,4 ctgctgctgctgСu
= 8,39 м/с.
Определим максимальную величину угловой скорости
1465,0
39,82
2
cp
max
cp
max
max
D
u
r
u
= 114,54 рад/с.
Определим максимальную частоту вращения турбины турбобура
11
14,32
54,114
2
max
max
n
= 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
мi мi
и
NNMM
,
где
i
M
,
i
N
- индикаторные значения момента и мощности турбины турбобура;
м
-
механический КПД, при оптимальном режиме изменяется в пределах 0,80…0,85.
КrnnQ
Кrr
n
r
n
QКruuQM
2
срmax
срсрср
max
срmaxi
30
3030
КrnnnQ
Кr
n
r
n
r
n
QКuuuQN
2
срmax
2
срсрср
max
maxi
900
303030
С учетом механического КПД выражения для момента и мощности турбины турбобура
примут вид
м
2
срmax
30
КrnnQM
.
м
2
срmax
900
2
КrnnnQN
.
В эти формулы частоту вращения надо поставлять в об/мин.
85,010039,8042,01250
4
1
4
1
2
м
2
maxmax
КuQN
= 78531,19 Вт.
.4,10945,2
85,0100
2
1465,0
4,1094042,01250
30
14,3
30
2
м
2
срmax
n
nКrnnQM
.4,1094262,0
85,0100
2
1465,0
4,1094042,01250
900
14,3
900
2
2
2
м
2
срmax
nn
nnКrnnnQN
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,
мН
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
12
По данным таблицы 6 строим характеристику турбины турбобура (см. рис. 5).
Рис. 5. Характеристика турбины турбобура
0
500
1000
1500
2000
2500
3000
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1094
Частота вращения вала турбины, об/мин
Момент турбины, Н*м
0
10000
20000
30000
40000
50000
60000
70000
80000
90000
Мощность турбины, Вт
Момент турбины, Н*м Мощность турбины, Вт
13
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 L
п
; средняя скорость движения рабочего органа
.
Трубопровод гидросистемы длиной l
г
имеет n резких поворотов на 90
0
, два колена с
плавным изгибом на 90
0
и радиусом закругления
т
2 dr
, 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 L
п
, м 0,6
Средняя скорость движения рабочего органа
, мм/мин 400
Длина трубопровода гидросистемы l
г
, 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
40
0
С имеет динамическую вязкость μ =11,5 мПа∙с и плотность ρ = 750 кг/м
3
.
Выберем силовой гидроцилиндр ГЦ 80.600.12.000 с диаметром цилиндра (поршня) D =
80 мм, штока поршня d = 45 мм, с длиной хода L
п
= 600 мм и с максимальным рабочим
давлением 12 МПа.
Определим расход масла в силовом гидроцилиндре, необходимый для перемещения
поршня гидроцилиндра с заданной скоростью
5
3
22
22
гц
1028,2
4
60
10400
045,0080,014,3
4
dD
Q
м
3
/с.
Определим подачу насоса
5
5
o
гц
н
1053,2
9,0
1028,2
Q
Q
м
3
/с.
Выберем для трубопровода гидросистемы трубы с диаметром d
тр
= 8 мм.
Определим скорость движения масла в трубопроводе гидросистемы
2
5
2
тр
н
тр
008,014,3
1053,24
4
d
Q
= 0,5 м/с.
Определим режим течения масла в трубопроводе гидросистемы. Для этого вычислим
числа Рейнольдса
3-
тртр
1011,5
7500,0080,5
Re
d
= 261.
Так как
Re
＜ 2320 , то режим течения масла в трубопроводе гидросистемы ламинарный
(2320 - критическое число Рейнольдса).
Коэффициент гидравлического трения определим по формуле:
261
64
Re
64
= 0,25.
Определим потери напора в трубопроводе гидросистемы:
14
Трубопровод гидросистемы длиной l
г
имеет n резких поворотов на 90
0
, два колена с
плавным изгибом на 90
0
и радиусом закругления
т
2 dr
, один предохранительный клапан и
золотник управления.. Значит
g
n
d
l
h
2
2
2
тр
з.у.п..к.пов. пл.пов. р.
тр
г
,
где
пов. р.
,
пов. пл.
,
п..к.
и
з.у..
- коэффициенты местного сопротивления резких поворотов,
плавных поворотов, предохранительного клапана и золотника управления соответственно (из
Приложения 2).
81,92
5,0
355,025,13
008,0
15
25,0
2
h
= 0,57 м.
Определим давление в силовом гидроцилиндре, переходящее в полезное усилие
22
3
22
гц
045,0080,014,3
101544
dD
Р
р
= 4,368 МПа.
Определим мощность силового гидроцилиндра
7,0
1028,24368000
5
гцгц
гц
Qp
N
= 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
57,081,97504368000
гцн
hgрр
= 4,372 МПа.
Определим мощность насоса
7,0
1053,24372000
5
нн
н
Qp
N
= 158 Вт.
Определим время одного хода поршня
60
10400
6,0
3
п
L
t
90 с.
15
Теоретический вопрос
Вопрос 3. Что представляет собой характеристика «турбобур-долото-забой», и
каковы её основные свойства?
Характеристика системы «турбобур—долото—забой»
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, вслед-
ствие чего она называется также характеристикой системы турбобур—долото—забой (ТДЗ).
Рассмотрим факторы, определяющие эту характеристику.
Момент силы трения в пяте
nn
)( rRGTrPMп
Здесь
— коэффициент трения в пяте;
n
r
— приведенный радиус трения,
в
22
в
3
н
3
3
2
r
н
r
rr
r
n
;
н
r
и
в
r
- 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,
М
Т
= М
к
- М
n
- М
0
, (6.10)
где M
k
— момент k-ступенчатой турбины; М
0
— момент сил трения в радиальных опорах
и трения ротора о статор.
Момент на долоте приблизительно пропорционален нагрузке на долото:
M
Д
= M
y
R , (6.11)
где М
у
— удельный момент, зависящий от крепости разбуриваемой породы, конструкции
и состояния долота, условий промывки забоя, а также от частоты вращения долота. При
равномерном вращении долота М
Т
= М
Д
.
Примем, что зависимость момента турбины от частоты вращения линейная:
)/1( maxmax nnkMMk
,
где k — число ступеней, и исключим из (6.10) и (6.11) нагрузку R, пренебрегая для
простоты небольшим моментом М
0
. После преобразований получим уравнение момента
турбобура:
16
n
y
n
r
rGT
n
n
kM
M
r
M
)()1(
1
1
max
max
.
Обозначим безразмерные величины:
My
r
n
;
max
)(
kM
rGT
S
n
.
Формула крутящего момента на долоте представлена так:
maxmax
)1(
1
1
n
n
S
kM
M
r
. (6.12)
Чтобы изучить особенности полученной зависимости, примем, что удельный момент
трения в пяте
n
r
, удельный момент на долоте
My
, а следовательно, φ 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 = R
B
, когда пята
разгружена.
Угол наклона прямой ВС` зависит от коэффициента φ. При φ < 1 Мy >
n
r
, т. е. когда
удельный момент сопротивления забоя больше удельного момента трения в пяте, линия ВС` на-
клонена вправо от вертикали. При φ > 1 М
у
<
n
r
, в этом случае линия ВС` наклонена влево.
Промежуточный случаи: φ=1, My=
n
r
линия ВС вертикальная.
В действительности величины φ 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 п
х
при подъеме турбобура
с забоя.
Положение точки В определим из условия, что уравнение (6.12) при использовании
любого знака дает одинаковый результат:
11
max
s
n
n
B
,
Где
17
max
)(
kM
MGT
y
Параметр
, отражающий комплексную взаимосвязь турбобура (k, M
max
, G, Т), долота и забоя
(М
у
), равен ординате точки В. На рис 6.6, б кривые момента на долоте относятся к нескольким
значениям удельного момента М
у
. Точки разгрузки пяты тем ближе к тормозному режиму, чем
больше значение М
у
.
Характер изменения кривой момента на ее ветвях зависит от закономерности изменения
величин φ и s. В частности, положение точки С зависит от того значения S
x
, которое оно имеет
при холостом режиме: n
x
/n
max
— 1 — S
x
.
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) Ω < 1/2; n
в
> n
max
/2 (точки а и b).
Этот случай характерен для бурения твердых пород;
2) Ω > 1/2; n
в
< n
max
/2 (точка d), что бывает при бурении слабых пород;
3) Ω = 1/2; n
в
— n
max
/2 (точка с).
В этом случае максимумы мощностей турбобура и турбины приблизительно совпадают,
причем (Т + G) М
у
= kM
max
/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 М
Д
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
М
т
(рис. 6.7, а).
Исследуем режимы работы системы турбобур—долото на устойчивость, рассмотрев
малые отклонения параметров режима. Предположим, что кривая М
т
наклонена больше, чем
М
Д
, т. е. dM
Д /
dn > d M
Т /
dn. Допустим далее, что вследствие временного увеличения
сопротивления на долоте частота вращения его несколько снизилась. С восстановлением
значения сопротивления (точка Е
1
) вследствие избытка движущего момента турбобура над
моментом сопротивления долота турбина будет разгоняться и режим вращений сохранится.
Если частота вращения увеличивается (точка Е
2
), 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 D
2
) приводит к
разгону турбины и дальнейшему переходу в устойчивый режим (в точке Е, расположенной на
правой ветви линии М
т
), а случайное замедление (смещение в точку D
1
— к остановке
турбобура вследствие нарастающего недостатка вращающего момента по отношению к
моменту на долоте. Таким образом, если dM
Д /
dn < d M
Т /
dn, то режим вращения неустойчивый.
Между тем технология бурения шарошечными долотами требует, чтобы турбобур мог
устойчиво работать при небольшой ча-
18
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 п—
М.
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 М
гт
, 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 kM
max
, существенно
снижается, а крутизна нагрузочной характеристики увеличивается. Эту крутизну можно
регулировать варьированием числа ступеней ГТ.
19
Список литературы
1.Касьянов В.М. Гидромашины и компрессоры Учебник для вузов. М.:Недра 1981
2.Караев М.А. Гидравлика буровых насосов М.:Недра 1983
3.Калекин А.А. гидравлика и гидравлические машины. М.: Мир 2005
4. http://nasos.tula-oblast.ru
5. www.energoxm.ru
20