旋转导向井下发电机涡轮设计及性能测试_吉玲.pdf

设 计 与 研 究15旋转导向井下发电机涡轮设计及性能测试吉玲张冠祺刘俊英杨恒灿胡娜娜（中海油田服务股份有限公司，北京 101149）摘要：为满足井下紧凑的空间和特殊的叶片设计需求，对涡轮发电系统中的关键部件涡轮进行优化和性能预测。涡轮叶片采用一元流理论进行叶栅设计，借助参数化造型建模方法、运用计算流体力学（Computational Fluid Dynamics，CFD）软件对井下涡轮进行全三维粘性流场数值分析和性能预测。实验表明涡轮转速范围在 2 000 5 000 rmin-1，排量范围在 600 850 Lmin-1，功率大于 500 W，满足设计要求。关键词：井下发电机；旋转导向；性能预测Design and Performance Test Method of Downhole Generator Turbine of Rotary Steerable SystemJI Ling,ZHANG Guanqi,LIU Junying,YANG Hengcan,HU Nana(China Oilfield Services Co.,Ltd.,Beijing 101149)Abstract:In order to meet the compact underground space and special blade design requirements,the key components of turbine power generation system were optimized and performance forecast.The whole three-dimensional viscous flow field is numerically analyzed and its performance is predicted by means of parametric modeling method and Computational Fluid Dynamics(CFD)software.The experimental results show that the turbine speed range is 2 000 5 000 r min-1,the displacement range is 600 850 Lmin-1,and the power is greater than 500 W,which meets the design requirements.Keywords:downhole generator;rotary steerable system;prediction of performance泥浆涡轮发电机是旋转导向技术的关键设备1-2，结构相对紧凑，因此需要设计出直径更小的涡轮。目前泥浆涡轮多采用轴流结构，叶片也多为圆弧平板直叶片。通过研究航空发动机、汽轮机等叶轮机械可以发现，在小尺寸条件下，弯掠叶片是提高性能的有效方法。1井下发电机涡轮设计设计要求：发电机涡轮在工作排量611833 L min-1 时输出转速为 2 800 6 000 r min-1，输出功率不小于 500 W。1.1涡轮叶栅设计为了便于分析，假设通过涡轮的流体是理想流体。流体在涡轮内流动时无任何损失，涡轮叶片数无限多、无限薄，即每一流体质点在流道内相对运动轨迹与叶片曲线的形状完全一致，流体在叶片间流道内相同半径上各点的流动呈轴对称。即在同一轴向位置同一半径的圆周上流体质点的相对速度大小相同，液流角相等。通过上述假设，涡轮内不同圆柱面上的流体流动从进口到出口可以用一条流线表示。该流线表示圆柱流面上的叶片骨线，一般从轮毂到轮缘可选 7 个圆柱流面进行流动分析，用涡轮叶片中径流面上的流线表示平均情况。1.2进出口三角形根据涡轮设计参数和涡轮级的几何尺寸确定叶片进出口速度三角形，如图 2 所示。在进出口速度三角形图中，u为圆周速度，CZ为轴向速度，C1为进口绝对速度，W1为进口相对速度，1为进口绝对速度与圆周速度间的夹角，1为进口相对速度与圆周速度反方向间的夹角，C2为出口绝对速度，W2为出口相对速度，2为出口绝对速度与圆周速度间的夹角，1为出口相对速度与圆周速度反方向间的夹角3-4。图 1涡轮级主要尺寸图 2涡轮叶栅进出口速度三角形DOI:10.16107/ki.mmte.2023.0138现代制造技术与装备162023 年第 3 期总第 316 期速度三角形中各速度可表示为60nDu=（1）)(25.022htzDDQAQC=（2）11sinzCC=（3）112121cos2uCCuW+=（4）22sinzCW=（5）222222cos2uWWuC+=（6）1.3涡轮机械基本方程根据动量矩定理，一元流动下单级涡轮输出的扭矩Mi、功率Pi以及转化压头Hi分别为Mi=QR(C1u-C2u)（7）Pi=Qu(C1u-C2u)（8）()12iuuuHCCg=（9）式中：Q为进口流量；g为重力加速度；为工质密度；R为过流平均半径；C1u为进出口绝对速度C1；C2u为C2在圆周速度上的投影。C1u和C2u可用公式表示为C1u=Czcot1（10）C2u=u-Czccot2（11）将式（10）和式（11）分别代入式（7）、式（8）和式（9）可得Mi=QR(Czcot1+Czcot2-u)（12）Pi=Qu(Czcot1+Czcot2-u)（13）()12cotcotizzuHCCug=+（14）Czcot1+Czcot2-u为常数，说明满足涡轮性能要求有多种组合，需要进一步确定最合理的组合5。1.4涡轮级流面角的确定涡轮的无因次系数包括轴向速度系数 ZC环流系数 uC和冲击度系数ma，可用公式表示为 uCCZZ/=（15）()12/uuuCCCu=（16）ma=Cmu/u-1/2(C1u+C2u)（17）环流系数 uC大于 1 时涡轮为高环流涡轮，小于 1时涡轮为低环流涡轮，等于 1 时涡轮为正常环流涡轮；冲击度系数ma 1 时表示压耗在转子和静子中的大小，ma 0.5 时表示反作用时涡轮和转子中的压耗大于静子中的压耗，ma 0.5 时表示冲击式涡轮和转子中的压耗小于静子中的压耗，ma=0.5 时镜像对称涡轮和转子中的压耗等于静子中的压耗。根据进出口速度三角形，涡轮叶片的进、出口液流角1、2、1以及2与无因次系数的关系可用公式表示为 111cot2uukazzCCmCC=+|（18）221cot2uukazzCCmCC=|（19）111cot12uukazzWCmCC=+|（20）221cot12uukazzWCmCC=|（21）静子叶片安装角b和转子叶片安装角b的计算可用公式表示为 122tancotcotZbmuCC=+（22）122tancotcotZbmuCW=+（23）确定了涡轮静、转子的几何尺寸，再根据式（1）、式（2）和式（15）计算出轴向速度系数当涡轮定、转子叶型成镜像对称时，冲击度系数ma=0.5。关于环流系数 uC，通过式（7）并考虑容积效率的影响求得 C1u-C2u=Mi/VmQR，然后将之代入式（18）可得 QuRMCmViu/=（24）叶片设计时不仅要考虑工艺的可行性，还需要考虑叶片造型的难易程度和使用过程中的经济性。叶片的进、出口角设计太小会对涡轮的水力效率产生很大影响，加大了叶栅的造型难度和涡轮的加工难度。为了获得工艺性、工程性能优良的涡轮，在保证其水力效率最高情况下，兼顾易造型性和经济性，选择恰当的轴向速度系数zC、环流系数 uC以及冲击度系数ma。最终得到设计参数：静子叶片数为 5，进口角为 0，出口角为 49，安装角为 27.9；转子叶片数为 4，进口角为 50，出口角为 79.8，安装角为 65，速度系数为 0.279，环流系数为 0.068，冲击系数为 0.431。设 计 与 研 究172叶片造型设计及优化根据流面角进行全自动的参数化造型，其中包括子午流道参数化造型、叶型参数化造型以及积叠线参数化造型，可以进行弯、扭、掠叶片的造型。叶片叶型采用中弧线+厚度分布的方式进行造型，叶片中弧线采用简单贝塞尔曲线，根据进出口流面确定，采用 NACA45 翼型叠加中弧线形成各叶高截面叶型，如图 3 所示。NACA45 翼型常用于低速飞行器的机翼设计，此翼型的特点是在大攻角状态下不发生失速，而且有较大的升阻比。采用 FINE/Design3D 软件对涡轮叶片进行全三维优化设计分析，得到最优模型。转子叶片模型及实物，如图 4 所示。图 3静子叶片模型及实物图 4转子叶片模型及实物3设计结果与分析采用 FINE/Turbo 软件对其进行流场分析，为降低计算量，引入周期边界条件，转子和静子计算域只包含一个叶片通道。为了保证计算收敛，将出口位置沿轴向向下游延伸 1 倍动叶弦长。设计模型输出功率为 500 W 时，如图 5 所示。由图 5 可知，所有组合的最大误差（n=5 000 rmin-1）均在 2%以内，满足设计要求。叶轮转速为 4 000 rmin-1时，转子叶片叶根（10%叶高）、叶中（50%叶高）和叶顶（90%叶高）表面的压力分布情况如图 6 所示，可以看出叶片顶部做负功，叶顶存在较大的负攻角。图 5模型转速-排量关系图 6叶片表面压力分布4试验数据在第一轮实验中叶轮进口总压从 0.8 MPa 调至 4 MPa，流量从 440 L min-1增至 1 200 L min-1。在第二轮实验中对叶轮组进行增压，叶轮进口总压从5.6 MPa 调 至 10.7 MPa，流 量 从 700 L min-1增 至 1 300 L min-1。基于本次实验的数据，得到输出功率为 500 W 时转速-排量-进口总压的对应关系，如表 1 所示。表 1叶轮组实验数据与 CFD 数据对比实验 1实验 2CFD 与两实验的 转速误差/%进口总压/MPa排量（Lmin-1）叶轮转速/（rmin-1）进口总压/MPa排量（Lmin-1）叶轮转速/（rmin-1）实验CFD实验CFD实验 1实验 22.237801 7422 0126.77602 0802 22013.405.872.749002 9273 25099003 2513 45011.006.003.079803 7743 9929.51 0003 9394 0655.803.203.371 0504 2244 3328.41 0504 3684 4502.501.80现代制造技术与装备182023 年第 3 期总第 316 期由数据可知，当进口总压越大，CFD 值与实验值相差越小。可以推测当实验条件达到设计要求的时候，CFD 值与实验值吻合，叶轮的性能可以满足设计要求。5结论紧凑结构的井下发电机涡轮设计和性能预测方法，能够满足现有工程的需求；依据涡轮机械的基本方程和基元级进出口三角形等确定涡轮叶栅外形，采用 NACA45 翼型叠加中弧线形成各叶高截面叶型。设计叶轮转速随流量平稳变化，在工况发生变化，较大攻角下仍能正常工作；导轮叶片的台阶结构处出现分离泡，造成额外的流动损失，其所导致的分离泡，经过和主流的掺混，不会影响下游转子的流动。参考文献1WANG Z，JIAN Z，YUN G，et al.The Turbine Parameter Study of Down-hole Turbine Generator of While Drilling for Exploring of China SeaC/International ocean and polar engineering conference，2014.2 王智明，贾立鹏，李刚，等.高速泥浆脉冲遥传系统推广适应性研究 J.西部探矿工程，2022（3）：57-60.3 舒红梅，冯进，张先勇，等.一种轴流式涡轮的优化设计 J.机械研究与应用，2007（1）：63-64.4 荆宝德，王智明，曲海乐，等.随钻测井用井下发电机系统的涡轮设计 J.光学精密工程，2012（3）：616-624.5 药晓江，尚捷，卢华涛，等.随钻测井用涡轮发电机叶轮组设计优化和试验研究 J.风机技术，2021（3）：32-38.3结语文章从直流电驱动绞车集中脂润滑系统的结构组成、工作原理和系统设计等方面进行介绍，通过分析可知，该系统能够满足绞车各轴承处的润滑需要。参考其他行业的应用案例，集中脂润滑系统能够有效延长轴承的使用寿命并节约成本。当绞车正常工作时，脂润滑可由钻机操作人员在钻机司钻房内远程完成，减少人工劳动力，降低人工成本。虽然系统采用的递进式分配器任意点（包括润滑管路、润滑点等）堵塞均会导致系统超负载，分配器不出油，但能及时安排现场操作人员维修故障，因此可将其作为一种强制手段。参考文献1 成大先.机械设计手册（第 3 卷）M.6 版.北京：化学工业出版社，2016.2 赵静一，曹文熬，王彪，等.80t 抱罐车干油润滑系统分析与设计 J.润滑与密封，2010（10）：115-117.3 姚林晓，吴松，刘润，等.油脂分油器定量控制及应用分析 J.河南科技，2017（1）：82-84.4 王进全，王维旭.国外钻机技术现状及我国的发展策略 J.石油机械，2011（6）：65-69.5 赖笑辉，牟新明，李鹏.绞车滚筒的结构强度分析 J.现代制造技术与装备，2009（2）：70-72.分配器故障 X1控制箱故障 G1司钻房内故障 G5电动泵装置故障 G2集中脂润滑系统故障 T管线故障 G3控制系统故障 G1传感器故障 X2断路器故障 X3中间继电器故障 X4热继器故障 X5接触器故障 X6润滑泵故障 X1接头故障 X12 开关、旋钮故障 X2储油筒内脂量过少 X9储油筒内脂变质X10管路破损故障X13管路堵塞故障X14显示系统故障 X8图 3集中脂润滑系统故障树（上接第 14 页）