Выбор гидравлических забойных двигателей

Удельный момент определяется по формулам:

М_уд= A + 1.2 D_д , М_уд= , (П.11)

где b – коэффициент, зависящий от диаметра долота;

D_д – диаметр долота в см.;

A – опытный коэффициент, A= 1 – 2 Н×м/кН;

к – коэффициент, зависящий от прочности пород;

n – частота вращения долота;

А – коэффициент, зависящий от частоты вращения долота.

Момент на долоте определяется по формуле:

М_д= G^. М_уд, (П.12)

где G – осевая нагрузка;

Момент на двигателе определяется по формуле:

М_дв = 1.2 М_{д ,} (П.13)

Определяем крутящий момент забойного двигателя при работе на промывочной жидкости и при расходе Q :

М_.= М_т.н. , (П.14)

где М_тн, r_в, Q_тн – справочные данные ГЗД при номинальном режиме ее работы.

Пример

Удельный момент:

М_уд= A + 1.2 D_д = 2 + 1.2×12.4 = 16. 88 Н×м/кН.

Момент на долоте

М_д= G^. М_уд = 30×16.88 = 506.4 Н×м.

где G = 30 кН – допустимая осевая нагрузка для забойного двигателя ДГ-105.

Момент на двигателе

М_дв = 1.2 М_д = 1.2×506.4 = 607.68 Н×м =0.6 кН×м.

Крутящий момент забойного двигателя при работе на промывочной жидкости и при расходе Q :

М_.= (1×1120×9,5²)/ (1000×10²) =1. 01 кН×м.

М > М_дв. ГЗД работает в режиме максимальной мощности. N_гзд = 36 кВт, D p =7.0 МПа,

КПД = 36 %, n = 270 об/мин.

3. Расчет потерь давления в элементах циркуляционной системы.

Общие критерии давления Δр при движении промывочной жидкости в элементах циркуляционной системы определяются из выражения.

(П.15)

,

где , – потери давления на трение по длине труб и в кольцевом пространстве; , – потери давления в местных сопротивлениях в трубах и кольцевом пространстве; – потери давления в наземной обвязке; – перепад давления в забойном двигателе; _д– потери давления в промывочных отверстиях долота; _г – разность между гидростатическими давлениями столбов жидкости в кольцевом пространстве и трубах, Па.

Определяем критическое значение числа Рейнольдса:

Re_кр.=2100+7,3He^0,58, (П.16)

где He = - число Хедстрема;

η – пластическая вязкость промывочной жидкости, Па^. с;

τ₀ – динамическое напряжение сдвига, Па;

d_г – гидравлический диаметр, мм.

За бурильными трубами в необсаженной части:

Re_кр.=

За бурильными трубами в обсаженной части:

Re_кр.=

За забойным двигателем:

Re_кр.=

В бурильных трубах:

Re_кр =

Определяем действительные числа Рейнольдса при течении жидкости в кольцевом пространстве:

Re_кп.= , (П.17)

За бурильными трубами в необсаженной части:

Re_кп.= .

За бурильными трубами в обсаженной части:

Re_кп.=

За забойным двигателем:

Re_кп.= .

Т.к. полученные значения Re_кп.< Re_кр., то движение жидкости везде в кольцевом канале происходит при ламинарном (структурном)режиме.

Определим числа Сен-Венана:

S_к.п.= , (П.18)

За бурильными трубами в необсаженной части:

S_к.п.= .

За бурильными трубами в обсаженной части:

S_к.п.= .

За забойным двигателем:

S_к.п.= .

По графику, приведенному в [7], определяем параметр β: за бурильными трубами в необсаженной части β _к.п.= 0.28; за бурильными трубами в обсаженной части β _к.п.= 0.2; за забойным двигателем β _к.п.= 0.14.

Определяем потери давления в кольцевом пространстве по формуле:

Δр_к.п.= , (П.19)

где – длина секции бурильных труб, м.

За бурильными трубами в необсаженной части :

Δр_к.п.= =1023859.8 Па = 1.02 МПа.

За бурильными трубами в обсаженной части:

Δр_к.п.= =4385964.9 Па = 4.39 МПа.

За забойным двигателем:

Δр_к.п^зд_.= = 243996.6 Па = 0,024 МПа.

Местные потери давления от замков в кольцевом пространстве:

Δр_м.к.= , (П.20)

где - средняя длина трубы, м;

d _м – наружный диаметр замкового соединения, м.

Местные потери давления от замков в кольцевом пространстве в необсаженной части:

Δр _м.к.=

= 1366514.41 Па = 1.4 МПа.

Местные потери давления от замков в кольцевом пространстве в обсаженной части:

Δр _м.к.= 499131.7 Па =

=0.5 МПа.

Суммарные потери давления от замков в кольцевом пространстве:

Δр _м.к = 1.4 +0.5 =1.9 МПа.

Определяем действительное числа Рейнольдса в бурильных трубах:

Re_т.=

Т.к. полученные значения Re_т.> Re_кр., то потери давления определяются по формуле Дарси-Вейсбаха.

Рассчитаем значения коэффициентов гидравлического сопротивления:

, (П.21)

где К – шероховатость.

Для обсаженой части К= 3^. 10^-4, для необсаженой части К = 3^. 10^-3.

В бурильных трубах:

, (П.22)

Вычислим потери давления внутри бурильных труб:

. (П.23)

= 10633395.96 Па =10.63 МПа.

Потери давления в забойном двигателе = 8 МПа.

Потери давления в наземной обвязке

Δр₀= (α_с+ α_ш+ α_в+ α_к) , (П.24)

где α_с, α_ш, α_в, α_к– коэффициенты гидравлических сопротивлений различных элементов обвязки, определяемые по справочнику [2, 5].

Δр₀= (3.4 + 1.2 +0.9 + 1.8) 73788.4 Па = 0.074 МПа.

Потери давления в долоте определим по формулам подобия

Δр_д =0.66 =0,3 МПа.

Суммарные потери давления в элементах циркуляционной системы:

Δр=0.3 + 0.074 + 8 + 10. 63 +0.026 + 4.39 + 1.02 +1.9 = 26.34 МПа.

4. Подбор реологических параметров промывочной жидкости

Из характеристики забойного двигателя определяем расход промывочной жидкости Q, при котором его мощность максимальна.

Если Q > q×F_заб, то подбор реологических характеристик бурового раствора имеет смысл.

Если Q < q×F_заб, то подбор не имеет смысла, так как при таких расходах не будет обеспечиваться очистка забоя от шлама.

Если подбор имеет смысл, то далее определяем скорость входящего потока промывочной жидкости при расходе Q.

v_кп = = (П.25)

Определяем скорость витания

v_в = (П.26)

Или

v_в = (П.27).

Дальше необходимо подобрать реологические характеристики промывочной жидкости, при которых скорость витания частиц будет равна значению, вычисленному по формуле (П.27).

Воспользуемся следующим выражением для определения скорости витания в ВПЖ.

v_в = (П.28).

Если известна зависимость динамического напряжения сдвига r₀ промывочнойжидкости от пластической вязкости, то есть = f ( ), то подбор можно осуществить следующим образом. Подставим в выражение (П.28) зависимость от и строим график скорости витания от пластической вязкости . Из графика определяем при котором скорость витания будет равна значению, вычисленному из выражения (П.27). Зная можно определить .

Если зависимость динамического напряжения сдвига r₀ промывочнойжидкости от пластической вязкости неизвестна, то подбор можно осуществить следующими способами.

1. Зададимся и подставим в выражение (П 28) и приравняв полученное выражение с выражением (П.27) определяем .

2. Зададимся и подставим в выражение (П.28) и приравняв полученное выражение с выражением (П.27) определяем .

Пример

Подобрать реологические характеристики промывочной жидкости для применения винтового двигателя двигателя ДР-127.

Мощность двигателя максимальна при расходе 20 л/с.

1. Зададимся = 10 Па.

v_в = = =0.866 м/с.

= = =0.866.

Откуда =0.036 Па ×c.

2. Зададимся =0.020 Па ×c

= =0.167(19.293- )=0.866.

Откуда =14 Па.

5. Влияние реологических параметров и глубины бурения на изменение потерь давления

Как видно из вышеприведенных выражений, реологические параметры промывочных жидкостей оказывают влияние на потери давления в трубах и в кольцевом пространстве, так как эти потери зависят от режима течения жидкости, которая в свою очередь зависит от реологических параметров.

Пример

Определим потери давления с уменьшенным значением ДНС, т.е. при = 0.02 Па×с, = 5 Па.

Определяем критическое число Рейнольдса

За бурильными трубами в необсаженной части:

Re_кр.=

За бурильными трубами в обсаженной части:

Re_кр.=

За забойным двигателем:

Re_кр.=

В бурильных трубах:

Re_кр =

Определяем действительные числа Рейнольдса при течении жидкости в кольцевом пространстве:

За бурильными трубами в необсаженной части:

Re_кп.= .

За бурильными трубами в обсаженной части:

Re_кп.=

За забойным двигателем:

Re_кп.= .

Т.к. полученные значения Re_кп.< Re_кр., то движение жидкости везде в кольцевом канале происходит при ламинарном (структурном режиме)режиме.

Определим числа Сен-Венана:

S_к.п.= ,

За бурильными трубами в необсаженной части:

S_к.п.= .

За бурильными трубами в обсаженной части:

S_к.п.= .

За забойным двигателем:

S_к.п.= .

По графику определяем параметр β: за бурильными трубами в необсаженной части β _к.п.= 0.19; за бурильными трубами в обсаженной части β _к.п.= 0.1; за забойным двигателем β _к.п.= 0.09.

Определяем потери давления в кольцевом пространстве по формуле:

За бурильными трубами в необсаженной части :

Δр_к.п.= =754423 Па = 0.75 МПа.

За бурильными трубами в обсаженной части :

Δр_к.п.= =4385964.9 Па = 4.39 МПа.

За забойным двигателем:

Δр_к.п^зд_.= = 18975.1 Па = 0,019 МПа.

Суммарные потери давления в кольцевом пространстве:

Δр _кп = 0.75 + 4. 39 + 0.019 = 5.159 МПа.

при t ₀ = 10 Па Δр _кп = 5.434 МПа.

Как видно из расчетов уменьшение ДНС в 2 раза привело уменьшению потерь в кольцевом пространстве 1. 05 раза, а в трубах потери давления не изменились.

Увеличение глубины бурения приведет к увеличению потерь давления в трубах и в кольцевом пространстве. Например, увеличение глубины бурения с 1800 м до 5000 м приведет к увеличению потерь давления в бурильных трубах и в кольцевом пространстве за трубами и в замках в 1.94 раза.

6. Переход турбулентного режима в ламинарный

Переход произойдет тогда, когда число Рейнольдса станет меньше критического числа Рейнольдса, то есть Re < Re_кр. Воспользуемся следующими выражениями:

Re_кр.=2100+7,3He^0,58 (П.29)

He = (П.30)

Re_.= (П.31)

Для труб

He = =

Re_.= _.= .

Тогда < 2100+7,3( )^0,58 (П.32)

Аналогично получаем для кольцевого пространства

< 2100+7,3( )^0,58 (П.33)

С помощью условий (П.32) и (П.33) можно подобрать динамическое напряжение сдвига при известной вязкости и наоборот для того, чтобы иметь в трубах или в кольцевом пространстве ламинарный режим.

Пример

Необходимо подобрать ДНС промывочной жидкости, если h =0, 015 Па × с так, чтобы режим течения в трубах и кольцевом пространстве был ламинарным.

Для труб

< 2100+7,3( )^0,58

16501.27 < 2100 + 1924.07 × ^0.58.

Откуда > 32.15 Па.

Для кольцевого пространства в обсаженной части

< 2100+7,3( )^0,58

4451.28 < 2100 + 2015.67 × ^0.58

Откуда > 1.3 Па.

Для кольцевого пространства в необсаженной части

< 2100+7,3( )^0,58

4073.98 < 2100 + 2805.56 × ^0.58

Откуда > 0.55 Па.

Значит при > 32.15 Па режим течения в трубах и кольцевом пространстве будет ламинарным.

Л И Т Е Р А Т У Р А

1. Балденко Д.Ф. Винтовые забойные двигатели: Справочное пособие/ Д.Ф. Балденко, Ф.Д. Балденко, А.Н. Гноевых// - М.: Недра, 1999.-375 с.

2. Булатов А.И. Справочник инженера по бурению. Том 2/А.И. Булатов, А.Г. Аветисов// - М.: Недра, 1985.-191 с.

3. Булатов А.И. Справочник по промывке сважин/А.И. Булатов, А.И. Пеньков, Ю.М. Проселков// - М.: Недра, 1985.-317 с.

4. Ганджумян Р.А. Инженерные расчеты при бурении глубоких скважин: Справочное пособие/ Р.А. Ганджумян, А.Г. Калинин, Б.А. Никитин// - М.: Недра, 2000.- 489 с.

5. Иогансен К.В. Спутник буровика/ К.В. Иогансен//-М.: Недра, 1990.-98 с.

6. Козодой А.К. Промывка скважин при бурении /А.К. Козодой, А.В. Зубарев, В.С. Федоров// - М.: Гостопиздат, 1963.-172 с.

7. Леонов Е.Г. Гидроаэромеханика в бурении/ Е.Г. Леонов, И.И. Исаев// - М.: Недра, 1987.-304 с.

8. Маковей Н. Гидравлика бурения/ Н. Маковей// - М.: Недра, 1986.-536 с.

9. Межлумов А.О. Бурение кважин с применением воздуха, газа и аэрированной жидкоти/ А.О. Межлумов, Н.С. Макурин//-М.: Недра, 1967.-320 с.

10. Осипов П.Ф. Гидравлические и гидродинамичесие расчеты при бурении скважин: Учебное пособие/ П.Ф. Осипов// - Ухта: УГТУ, 2004.-71 с.

11. Правила безопасности в нефтяной промышленности ПБ 08-624-03. Госгортехнадзор России. Ассоциация буровых подрядчиков – М.: «Нефть и газ» РГУ нефти и газа им. И.М. Губкина, 2003.-272 с.

12. Шищенко Р.И. Гидравлика промывочных жидкостей/ Р.И. Шищенко, Б.И. Есьман, П.И. Кондратенко//-М.: Недра, 1976.-294 с.

13. Шищенко Р.И. Практическая гидравлика в бурении/ Р.И. Шищено, Б.И. Есьман//- М.: Недра, 1966.-319 с.