Гидравлический расчет целиком. Гидравлический расчет циркуляционной системы в процессе бурения скважины
![]()
|
2.5. Выбор диаметра цилиндровых втулок насоса Из полученных значений расхода выбирается большее Qи по характеристике насоса [4, 5, 6] подбирается ближайшая суммарная производительность с учетом числа работающих насосов и принятого коэффициента β наполнения цилиндров. При этом подача насосов ![]() где п — число насосов; ![]() Значение β зависит от условий работы насосов и при всасывании промывочной жидкости с подпором β =1; при всасывании технической воды из емкостей в грунте β = 0,9; при всасывании глинистого раствора из емкостей в грунте β = 0,8 [2]. В дальнейших расчетах участвует реальная подача насосов Q. Фиксируется диаметр втулок и допустимое PН давление нагнетания насоса. Характеристика некоторых типов буровых насосов приводится в прилож. 1. 2.6. Выбор типа турбобура 2.6.1. Бурение пород с неизвестными механическими свойствами В этом случае выбор типа турбобура производится по Справочнику [1, 3] или по прилож. 2, исходя из следующих условий: а) диаметр корпуса турбобура должен быть меньше жщк метра долота более, чем на 10 мм; б) перепад давления на турбобуре при номинальном расходе должен быть не более 6—8 МПа. При указанных равных условиях выбирается турбобур, у которого отношение крутящего момента к числу оборотов наибольшее. После выбора типа по формуле (2.10) определяется коэффициент потерь давления Кт в турбобуре: ![]() где ![]() ![]() ![]() Перепад давления в турбобуре Рт (МПа), при необходимости может быть вычислен по формуле ![]() Величину ![]() ![]() 2.6.2. Бурение пород с известными механическими свойствами Здесь выбор забойного двигателя производится с учетом установленной подачи насосов. Необходимо подобрать тип турбобура, который удовлетворяет следующим условиям: имеет диаметр корпуса меньше диаметра долота более, чем на 10 мм; имеет расход жидкости при номинальном режиме работы ![]() развивает крутящий момент Мт не менее величины Мр. необходимого для разрушения породы (МТ≥МР). Значение крутяящего момента турбобура Мт(Н∙м) при работе на жидкости найденной плотности р и подаче насосов Qопределяется из соотношения ![]() где ![]() ![]() ![]() Момент, потребный для вращения долота и разрушения породы МP (Н∙м) ориентировочно определяется, по формуле [5]: ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() Таблица 5 Значение коэффициентов mТ
Таблица 6
Для выбранного типа турбобура находится коэффициент потерь давления КТ из соотношения (2.10) или по прилож. 2 и перепад давления Рт по формуле (2.11). Последний сравнивается с допустимым давлением нагнетания насоса Рн на выбранных втулках. 2.7. Определение коэффициентов гидравлических сопротивлений при движении жидкости по трубам и в кольцевом пространстве Определение ![]() Сначала находится скорость движения жидкости VТР, м/с, в базовых трубах: ![]() где ![]() Для нахождения режима течения жидкости определяется приведенное число Рейнольдса: ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() Если ![]() ![]() ![]() Если ![]() ![]() Определение ![]() Скорость движения жидкости в кольцевом пространстве ![]() где dH— наружный средневзвешенный диаметр бурильных труб, м. Приведенное чисто Рейнольдса находится из выражения ![]() Если ![]() ![]() Если ![]() ![]() 2.8. Нахождение эквивалентной длины бурильной колонны Эквивалентная длина колонны по трубному пространству состоит из суммы длин, включающей длину базовых труб ![]() ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Эквивалентная длина замков ![]() ![]() где ![]() ![]() Эквивалентная длина колонны определяется в конце ![]() ![]() ![]() ![]() 2.9. Определение потерь давления в конце и начале интервала Общее выражение для определения потерь давления ![]() ![]() При определении потерь давления в конце интервала ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Когда запланировано применение гидромониторного долота, то в формуле (2.24) величина С=0. Если применяется долото с центральной промывкой и значение коэффициента потерь давления в промывочных отверстиях долота С известно, то заключительной операцией гидравлического расчета является нахождение коэффициентов загрузки буровых насосов в начале и в конце интервала (Кнач и Кк): ![]() Коэффициент загрузки насосов не должен быть большим 1,15. Если ![]() ![]() 2.10. Определение потерь давления в долоте и выбор гидромониторных насадок Резерв давления, который может быть реализован в долоте, ![]() ![]() ![]() ![]() Следует учитывать, что перепад давления, реализуемый в насадках долота, не должен превышать 12—13 МПа. Это обусловлено прочностью конструктивных элементов долота и условиями запуска турбобура. По величине ![]() ![]() ![]() где ![]() Если ![]() Для дальнейшего расчета ![]() ![]() ![]() По графику, приведенному на рис. 2, определяются—утечки ![]() ![]() ![]() ![]() Рис. 2 Зависимость утечек через пяту-сальник турбобура от перепада давления в долоте По значению ![]() ![]() Полученный размер насадок сравнивается с выпускаемыми и берется ближайший стандартный диаметр (см. табл. 3). Если последний значительно отличается от расчетного, то вычисляется новая скорость движения жидкости в насадках (по формуле (2.31)) и перепад давления ![]() ![]() |