Способ определения профилей лопаток гидравлических турбин турбобуров

 

Использование: в нефтяной и газовой промышленности, а именно в гидравлических приводах для вращательного бурения. Сущность изобретения: для снижения потерь энергии потока промывочной жидкости и повышения КПД турбобура за счет исключения вторичных вихрей в межлопаточном канале турбинных решеток определение профилей лопаток гидравлической турбины турбобуров, основанное на использовании заданной линии входной кромки, заданного профиля в среднем сечении, заданной ширины решетки, проводят в рассматриваемом сечении z и описывают параметрически где R(α, Z) - радиус кривизны профиля является решением дифференциального уровня , где V(z) - входная скорость; ν - кинематическая вязкость; α - угол поворота потока; α₁ - угол входа потока; x₁(z), y₁(z) - координаты входной кромки; x, y, z - прямоугольная система координат, ось х направлена перпендикулярно фронту решетки, ось у - вдоль линии фронта решетки, ось z - по высоте лопатки.

Изобретение относится к нефтяной и газовой промышленности, а именно к гидравлическим приводам для вращательного бурения, размещаемым в скважине, а точнее к турбобурам.

Известен турбинный способ бурения нефтяных и газовых скважин, состоящий в том, что горная порода на забое скважины разрушается с помощью долота, приводимого в действие гидравлическим забойным двигателем (турбобуром) [1, 2] Турбобур представляет собой многоступенчатую гидравлическую турбину, приводимую в движение потоком промывочной жидкости от бурового насоса. Каждая ступень турбины состоит из двух лопаточных систем: неподвижной статора и вращающегося ротора.

В статоре поток жидкости формируется для работы в роторе; жидкость движется в основном вдоль оси турбины и вокруг нее.

Известны лопасти турбин, в которых решетки профилей по высоте лопаток спроектированы по следующим законам [1, 2] постоянства осевой скорости по радиусу С₁(r) const.

постоянства угла выхода потока жидкости из направляющих лопастей статора α_1n(r) = const.

постоянства величин G_n·r^m const; где C_n - тангенциальная проекция скорости жидкости в лопаточной системе; m - коэффициент активности; при m 1 обеспечивается постоянство циркуляции.

При всех перечисленных способах изменения направления потока по радиусу в каналах возникают так называемые вторичные течения.

Вторичные течения в канале, с одной стороны, приводят к перераспределению давления повышению у торцов лопатки на спинке и понижению на вогнутой поверхности, с другой стороны, вызывают значительные потери энергии потока и снижению КПД турбобура.

Причиной возникновения вторичных течений в канале турбинных решеток (применяемых на практике турбобуров) является то, что обтекаемые турбулентным потоком вязкой жидкости решетки, ограничены на торцах стенками, на которых пограничные слои имеют большую толщину. Вызванные повтором потока в межлопатном канале центробежные силы, для уравновешивания которых необходимо иметь повышенное давление на вогнутой поверхности лопатки над давлением на выпуклой поверхности лопатки (спинке), создают градиент давлений поперек межлопаточного канала. Вблизи торцевых стенок скорость потока снижается, так что величина необходимого градиента давления уменьшается. В результате этого давление на вогнутой поверхности лопатки вблизи стенок будет меньше, чем давление на этой же поверхности в среднем сечении лопатки, что и является причиной возникновения на вогнутой поверхности лопатки вторичного течения по направлению к стенке. На выпуклой поверхности лопатки вторичное течение направлено от стенки. Эти течения накладываются на основной поток и в канале образуется спиральное движение, так называемый парный вихрь.

Понятие вторичного течения, введенное Н. Е. Жуковским [3] применял Л. Прандтль [4] Некоторые результаты теории вторичных течений в турбомашинах имеется в книге Г. Ю. Степанова [5] в работе У. Р. Хауртона [6] теорию вторичных течений в потоке невязкой жидкости развили Г. Б. Сквайр и К. Г. Винтер [7] У. Р. Хауртон [8] Вторичные потери энергии вблизи концов лопаток в области пограничного слоя на стенках кольцевого канала были исследованы в работе Хауэлла [9] Вторичные потери энергии для турбинной решетки с относительно короткими лопатками, обтекаемой вязкой жидкостью составляют половину и более от общих потерь в решетке [10] Поэтому для повышения КПД турбобура, турбинная решетка которого имеет относительно короткие лопатки, необходима решетка с такими конструктивными параметрами, при которых существенно уменьшаются вторичные потери энергии.

Существует много способов борьбы с вторичными течениями. Одним из них является выполнение на торцевых поверхностях проточной части решеток по всей их ширине специальных канавок вблизи спинки лопаток [11] Вместо канавок делают также выступы и ребра [12] Эти элементы частично препятствуют возникновению парного вихря, однако полностью устранить вторичные течения они не способны. Кроме того, сами являются источниками дополнительных потерь.

В качестве прототипа выбран способ ограничения вторичного течения в лопаточном венце турбомашины обтекаемым потоком как с равномерным, так и неравномерным полем скоростей и давлений по радиусу. Способ основан на применении наклоненных лопаток вогнутостью к оси турбомашины [10] Путем варьирования такими параметрами, как угол наклона лопаток в окружном направлении, осевой размер венца и закрутка потока, достигается минимальная величина вторичных течений.

Недостатком прототипа является отсутствие учета вязкостных характеристик, среды и невозможность использования этого профиля наклонных лопаток в решетках роторов некоторых турбин, например быстроходных турбобуров.

Сущностью изобретения является снижение потерь энергии потока промывочной жидкости и повышение КПД турбобура за счет исключения возникновения вторичных вихрей в межлопаточном канале турбинных решеток.

Поставленная цель достигается тем, что профиль лопатки в рассматриваемом сечении z описывается параметрически

где R (альфа, z) радиус кривизны профиля. Определяется решением дифференциального уравнения

где V(z) входная скорость потока;
ν кинематическая вязкость жидкости;
a угол поворота потока;
a₁ угол входа потока;
x₁(z), y₁(z) координаты входной кромки;
x, y, z прямоугольная система координат;
ось х направлена перпендикулярно фронту решетки;
ось у направлена вдоль линии фронта решетки;
ось z направлена по высоте лопатки.

Известны профили лопаток, имеющие различную форму по высоте лопатки. Однако в известных конструкциях закон изменения закрутки по радиусу не обеспечивает устранения вторичных течений, наряду с изменением формы профиля требуется еще изменение угла наклона лопаток в окружном направлении, достигаемое перемещением по окружности отдельных профилей (сечений) лопатки. Применение лопаток с тангенциальным наклоном или саблевидных лопаток с большим наклоном в решетках рабочих колес некоторых турбомашин не допускается по условию обеспечения достаточной прочности. Профилирование же по предлагаемому способу позволяет получить радиально расположенную лопатку, удовлетворяющую условию отсутствия вторичных течений. Следовательно, предлагаемый способ обладает новым качеством. Таким образом, предлагаемый способ соответствует критерию "новизна".

Сравнение заявляемого решения не только с прототипом, но и с другими техническими решениями в данной области не позволило выявить признаки, отличающие заявляемое решение от прототипа, что позволяет сделать вывод о соответствии критерию "изобретательский уровень".

При определении формы поверхности тонкой лопатки, обтекаемой без образования вторичного вихря стационарным потоком несжимаемой жидкости с заданной кинематической вязкостью, сделаны следующие допущения:
1. Каждая линия потока основного течения в межлопаточном канале расположена на плоскости, параллельной стенкам, представляет собой сдвинутую в направлении шага решетки линию пересечения этой плоскости с поверхностью лопатки.

2. Скорость потока на входе в канал имеет направление, заданное углом входа; известная продольная составляющая завихренности и величина скорости определяются только расстоянием от стенки.

3. Линия передней кромки лопатки, ширина решетки и угла выхода основного потока заданы.

Для определения кривизны профиля из уравнения Навье-Стокса получим

Кривизна, которая удовлетворяет уравнению (1), содержит две произвольные функции A(α) и B(α):

Радиус кривизны входит в параметрические уравнения профиля

Приведем пример решения дифференциального уравнения (1), если лопатка в среднем сечении имеет параболический профиль.

Условие параболичности среднего сечения лопатки выполняется при A V²(l), где l полувысота лопатки.

При этом и профиль среднего сечения определяется параболой

где b(l) ширина решетки в среднем сечении.

При z ≠ l

профиль определяется уравнением

На границах, где скорость стремится к нулю
V(Z) ___→ 0, f(Z) ___→ ∞, C(Z) ___→ tgα₂
профиль согласно [7] вырождается в прямую , установленную под углом α₂ к потоку.

В общем случае профиль лопатки в среднем сечении может быть аппроксимирован также сплайном. В случае решения уравнения (1) выражается в виде ряда, которое в настоящем описании из-за громоздкости и сложности не приводится.

Источники информации:
1. Шушлов П. П. Турбинное бурение скважин. М. Недра, 1968.

2. Касьянов В. М. Гидромашины и компрессоры. Учебник для вузов, 2-е изд. перераб. и доп. М. Недра. 1981.

3. Жуковский Н. Е. О движении воды на повороте реки, т. IV, ОНТИ, 1973, с. 193-233.

4. Прандтль Л. Гидромеханика. ИЛ. М. 1951.

5. Степанов Г. Ю. Гидродинамика решеток турбомашин. Физматгиз. 1962.

6. Хауртон У. Р. Применение теории вторичных течений к решению задач внутренней аэродинамики, Механика, М. 1968, N 5 (III).

7. Squfze H. B. Wfnter R. G. The Secondary flow in a cascade of airfoile in a non-unifrom starea m. J. Alronavt. Soi. 18, 271-277, 1951.

8. Hawtorne W.R. Secondary ciraflation in flnud flow. Proc. Rou. Soc. A 206, 374-387, 1951.

9. Howell A. R. Flnud dynnamies of axfal-flow compressors. Proc. Inst. Mech. Eng. 153, 441-452, 1945.

10. Шваров В. Г. К определению формы лопаток турбомашины, препятствующей формированию вторичного течения невязкого газа. Тр. ЦИАМ. 1975 N 661.

11. Дейч М. Е. Техническая газодинамика. М. Энергия. 1974.

12. Тонуков А. М. Тихомиров Б. А. Управление потоком в тепловых турбинах. Л. Машиностроение. 1979.

Формула изобретения

Способ определения профилей лопаток гидравлических турбин турбобуров, основанный на использовании заданной линии входной кромки, заданного профиля в среднем сечении, заданной ширины решетки, отличающийся тем, что профиль лопатки в рассматриваемом сечении Z описывается параметрически

где радиус кривизны R(α₁z) профиля является решением дифференциальных уравнений

где V(z) входная скорость;
ν - кинематическая вязкость;
α - угол поворота потока;
α₁- угол входа потока;
X₁(Z), Y₁(Z) координаты входной кромки;
X, Y, Z прямоугольная система координат: ось X направлена перпендикулярно фронту решетки, ось Z вдоль линии фронта решетки, ось Y по высоте лопатки.