科学技术与工程

参数	数值	参数	数值
导流筒半径R₀/mm	66	螺旋翼片数z	7
翼片外半径R₁/mm	65	翼片螺旋角β/(°)	27
翼片内半径R₂/mm	40	翼片厚度b、b₁/mm	10
流量Q/(L·s^-1)	25	翼片厚度b₂/mm	12
流体密度ρ/(kg·m^-3)	1 200	翼片高度H/mm	120

参数	数值	参数	数值
导流筒半径R₀/mm	66	螺旋翼片数z	7
翼片外半径R₁/mm	65	翼片螺旋角β/(°)	27
翼片内半径R₂/mm	40	翼片厚度b、b₁/mm	10
流量Q/(L·s^-1)	25	翼片厚度b₂/mm	12
流体密度ρ/(kg·m^-3)	1 200	翼片高度H/mm	120

基于井下螺旋涡轮的输出水力性能优化

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卢明 ¹ , 廖华林 ¹^,^* , 夏萍 ² , 魏俊 ³ , 梁红军 ³ , 牛文龙 ¹ , 刘建胜 ¹ , 娄尔标 ³

科学技术与工程 | 论文·石油、天然气工业 2025,25(6): 2341-2348

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科学技术与工程 | 论文·石油、天然气工业 2025, 25(6): 2341-2348

基于井下螺旋涡轮的输出水力性能优化

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卢明¹, 廖华林¹^,^*, 夏萍², 魏俊³, 梁红军³, 牛文龙¹, 刘建胜¹, 娄尔标³

作者信息

¹ 中国石油大学(华东)石油工程学院非常规油气开发教育部重点实验室, 青岛 266580

² 中国石油西部钻探工程公司, 乌鲁木齐 830001

³ 中国石油塔里木油田分公司油气工程研究院, 库尔勒 841000

卢明(1983—),男,汉族,山东济南人,博士,高级工程师。研究方向:无线随钻和完井工具的研发。E-mail:luming1983@126.com。

通讯作者:

^* 廖华林(1974—),男,汉族,江西瑞金人,博士,教授,博士研究生导师。研究方向:钻完井及随钻测控技术。E-mail:liaohualin2003@126.com。

Analysis of the Hydraulic Performance of Variable-Thickness Helical Turbine

Ming LU¹, Hua-lin LIAO¹^,^*, Ping XIA², Jun WEI³, Hong-jun LIANG³, Wen-long NIU¹, Jian-sheng LIU¹, Er-biao LOU³

Affiliations

¹ School of Petroleum Engineering, China University of Petroleum/MOE Key Laboratory of Unconventional Oil & Gas Development, Qingdao 266580, China

² CNPC Western Drilling Engineering Company, Urumqi 830001, China

³ Research Institute of Oil & Gas Engineering, CNPC Tarim Oilfield Company, Korla 841000, China

出版时间: 2025-02-28 doi: 10.12404/j.issn.1671-1815.2401515

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摘要

收起

为提升轴流式螺旋涡轮钻具的输出性能,亟需对涡轮的结构及水力性能进行研究。首先采用微积分思想,建立了等厚度翼片和变厚度翼片两种螺旋涡轮输出水力特性的解析计算模型;其次构建了翼片的型线方程,分析了螺旋角对涡轮输出水力性能的影响规律;然后基于井下螺旋涡轮发电机设计实例,分析了两种螺旋涡轮的输出性能参数及螺旋角的影响;最后基于螺旋涡轮优化分析结果加工了泥浆脉冲发电机,研究了不同排量对发电性能的室内实验。研究结果表明:在给定条件下,变厚度螺旋涡轮的输出水力性能明显高于翼片厚度不变的螺旋涡轮;随翼片螺旋角的增大,涡轮输出特性曲线急剧下降,当螺旋角超过某一值(约为30°)后,涡轮的输出特性下降不显著。螺旋涡轮的叶片数为7,螺旋角为38°,井下涡轮发电机负载为8 Ω时,发电机达到最大功率300 W,通过室内测试,发电机功率符合井下工具要求。研究结果可为井下智能钻井设备提供可靠的电力来源。

关键词

螺旋涡轮 / 水力性能 / 微积分 / 解析计算 / 能量转化

Abstract

收起

In order to enhance the output performance of axial flow helical turbine drilling tools, it is crucial to conduct research on the structure and hydraulic performance of the turbine. Firstly, an analytical computational model for the hydraulic characteristics of two types of helical turbines, namely constant thickness blade and variable thickness blade, was established using calculus principles. Secondly, the blade profile equation was constructed to analyze the influence of helix angle on the hydraulic performance of the turbine. Finally, based on the design example of an underground helical turbine generator, the output performance parameters of the two types of helical turbines and the impact of helix angle were analyzed. Furthermore, a mud pulse generator was manufactured based on the optimized analysis results of the helical turbine, and indoor experiments were conducted to study the impact of different displacements on the power generation performance. The research findings show as follows. Under given conditions, the variable thickness helical turbine exhibits significantly higher hydraulic performance compared to the helical turbine with constant blade thickness. The turbine output characteristics curve sharply decreases as the helix angle of the blade increases. However, the decrease in turbine output characteristics becomes insignificant when the helix angle exceeds a certain value (approximately 30°). With 7 blade counts and a helix angle of 38°, the underground turbine generator reaches a maximum power of 300 W with a load of 8 Ω. Through indoor testing, the power of the generator meets the requirements of underground tools. This research provides a reliable power source for underground intelligent drilling equipment.

Key words

helical turbine / hydraulic performance / calculus / analytical model / energy conversion

引用本文

卢明, 廖华林, 夏萍, 魏俊, 梁红军, 牛文龙, 刘建胜, 娄尔标. 基于井下螺旋涡轮的输出水力性能优化. 科学技术与工程, 2025 , 25 (6) : 2341 -2348 . DOI: 10.12404/j.issn.1671-1815.2401515

Ming LU, Hua-lin LIAO, Ping XIA, Jun WEI, Hong-jun LIANG, Wen-long NIU, Jian-sheng LIU, Er-biao LOU. Analysis of the Hydraulic Performance of Variable-Thickness Helical Turbine[J]. Science Technology and Engineering, 2025 , 25 (6) : 2341 -2348 . DOI: 10.12404/j.issn.1671-1815.2401515

正文

收起

井下轴流式螺旋涡轮^[1-5]通过流体与翼片的相互作用,将流体高速流动的动能转化为旋转的机械能。具有压力损耗低、输出扭矩和机械功率大等特点^[6-9],常作为液力马达,为井下旋转机械提供动力。井下涡轮发电机^[10-13]通过涡轮带动发电机转子做切割磁感线运动,可长时间持续产生电能,在深井、超深井等复杂地层适应性较高,是井下测控系统(包括MWD/LWD等仪器)、自动垂钻系统和旋转导向系统等智能钻井设备可靠的电力来源。涡轮的水力性能决定了井下涡轮发电机的输出能力,因此,对涡轮输出水力性能进行准确设计和研究具有重要意义。

张晓东等^[14]提出通过对涡轮叶片进行该型的优化设计方法,并采用计算流体力学(computational fluid dynamics,CFD)数值模拟的方式研究了具有不同型线的导轮对涡轮输出性能的影响规律。权辉等^[15]基于涡轮发电机叶片所受载荷的分布规律研究,采用反问题优化设计原理对叶片载荷进行三段式参数化设计,到了适用于井下涡轮发电机高性能的目标叶片载荷分布方案。张先勇等^[2,16]基于CFD方法针对轴流式螺旋叶轮进行了设计并分析了其水力性能,认为按叶片泵设计方法计算得到的螺旋角比实际偏小。另外,张先勇等^[5]采用CFD方法对3种螺旋涡轮的三维紊流流场进行了模拟,认为变螺距涡轮和非等宽叶片涡轮改善了内部流体的流动特性,压力损失减小,压降更平稳,效率特性也有改善。为提高井下螺旋涡轮发电机的工作效率,Lu等^[17]采用CFD方法,基于响应面理论和正交试验设计方法,建立了参数匹配分析模型,优选出了螺旋角、叶片数、翼片厚度等影响涡轮工作效率的重要因素,使得螺旋涡轮的工作效率比初始值提高了10%。Josef等^[18]和Filippov等^[19]采用B样条曲线进行了旋转涡轮叶片轮廓设计,Watson^[20]采用CFD方法进行了叶片轮廓流场分析和性能评价,优化了涡轮叶片的设计结构。Wang^[21]基于流体动力学方法,通过一维曲线模型分析、二维截面模型分析和三维流场及近似翼型分析,提出了一种涡轮叶片快速建模方法和性能分析方法,并设计了相应的软件模块,进一步提高了涡轮叶片的设计效率。然而,研究人员主要通过理论设计和CFD数值验证的方式对轴流式螺旋涡轮钻具的工作效率或者流场特性进行研究^[22-23],设计结构参数及其基本形态对涡轮叶片输出性能影响的数学方法及室内实验分析却鲜有报道。

为进一步提升轴流式螺旋涡轮钻具的输出性能,现基于微积分思想建立等厚度翼片、变厚度翼片两种螺旋涡轮的输出水力特性解析计算模型,并构建螺旋翼片的型线方程,并采用室内实验探究两种类型螺旋涡轮输出水力特性的变化过程及其差异。以期为螺旋涡轮的结构优化和性能高效设计提供重要的理论基础。

1 翼片厚度不变的螺旋涡轮水力性能解析计算

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螺旋涡轮的设计结构简图如图1所示,在其螺旋流道区域选取半径R处的任意微元圆柱层进行分析,如图2所示,该微元圆柱层内流体的理论转化流量^[24]为

(1)

$\mathrm{d}{Q}_{i}={c}_{z}\varphi 2\mathrm{\pi }R\mathrm{d}R$

式(1)中:Q_i为输入螺旋涡轮的总流量,L/min;c_z为翼片流道内液流的轴向速度分量,m/s; $\varphi $为表征流道内半径R处翼片的厚度对流体运动的影响参数。

$\varphi $一般称为液流排挤系数^[5,25],其计算公式为

(2)

$\varphi =1-\frac{zb}{2\mathrm{\pi }R\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }$

式(2)中:z为涡轮的螺旋翼片数;b为翼片厚度;β为翼片螺旋角。

翼片流道内液流的轴向速度分量为

(3)

${c}_{z}=\frac{\alpha Q\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }{\mathrm{\pi }({R}_{1}^{2}-{R}_{2}^{2})\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta -zb({R}_{1}-{R}_{2})}$

由于螺旋翼片与涡轮导流筒之间存在一定的径向间隙(R₀>R₁),因此,转化流量Q_i相对于流经该涡轮系统的总流量Q稍小;设Q_i=αQ,由流道过流截面面积关系可求得流量系数,即

(4)

$\alpha =\frac{{R}_{1}^{2}-{R}_{2}^{2}}{{R}_{0}^{2}-{R}_{2}^{2}}$

式(4)中:R₀为涡轮导流筒半径;Q为总流量;Q_i为转化流量。

由于翼片的螺距和厚度不变,因此,流道内过流截面的间距处处相等,且入口和出口处的螺旋角相同,则流道内液流的轴向分量处处相等。螺旋涡轮翼片流道内的液流速度三角形^[7,26]如图3所示。

设螺旋角β₁=β₂=β,翼片厚度b₁=b₂=b,入口和出口处速度的轴向分量c_1z=c_2z=c_z。在翼片入口处,液流将直接冲击叶片,该处的绝对速度即为液流进入翼片时的流速,有c₁=c_1z,其沿周向的分量为0,即c_1u=0;根据螺旋涡轮翼片流道内液流的速度三角形可知^[27](图3),出口处绝对速度沿周向的分量为c_2u=u-c_2zcotβ₂,翼片在液流冲击下形成的周向速度为$u=\frac{\mathrm{\pi }R}{30}n。$根据动量矩定理,该微元圆柱层内液流在翼片上产生的转化力矩(涡轮所受旋转扭矩)与流体从翼片入口到出口处动量矩的增量存在大小相等,方向相反的关系,因此,该微元圆柱层内螺旋涡轮所受外力矩为

(5)

$\begin{array}{l}\mathrm{d}{M}_{i}=-\rho R({c}_{2u}-{c}_{1u})\mathrm{d}{Q}_{i}\\ =\rho R\left({c}_{z}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{t}\beta -\frac{\mathrm{\pi }R}{30}n\right){c}_{z}\varphi 2\mathrm{\pi }R\mathrm{d}R\end{array}$

根据式(5)积分,可求得流道内液流对螺旋涡轮产生的总转化力矩为

(6)

$\begin{array}{l}{M}_{1i}=\frac{\rho {c}_{z}^{2}\left[4\mathrm{\pi }\right({R}_{1}^{3}-{R}_{2}^{3})\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta -3zb({R}_{1}^{2}-{R}_{2}^{2}\left)\right]\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{t}\beta }{6\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }-\\ 　\dots -\frac{\rho {c}_{z}\left[3{\mathrm{\pi }}^{2}\right({R}_{1}^{4}-{R}_{2}^{4})\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta -2\mathrm{\pi }zb({R}_{1}^{3}-{R}_{2}^{3}\left)\right]}{180\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }n\\ ={A}_{1}-{B}_{1}n\end{array}$

式(6)中:

(7)

${A}_{1}=\frac{\rho {c}_{z}^{2}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{t}\beta \left[4\mathrm{\pi }\right({R}_{1}^{3}-{R}_{2}^{3})\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta -3zb({R}_{1}^{2}-{R}_{2}^{2}\left)\right]}{6\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }$

(8)

${B}_{1}=\frac{\mathrm{\pi }\rho {c}_{z}\left[3\mathrm{\pi }\right({R}_{1}^{4}-{R}_{2}^{4})\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta -2zb({R}_{1}^{3}-{R}_{2}^{3}\left)\right]}{180\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }$

当该螺旋涡轮处于空载状态(外载荷M_i=0)时,该螺旋涡轮的最大转速为${n}_{1\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}=\frac{{A}_{1}}{{B}_{1}},$转化力矩可表示为

(9)

${M}_{1i}={B}_{1}({n}_{1\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}-n)$

该螺旋涡轮的转化机械功率为

(10)

${N}_{1i}={M}_{1i}\omega ={C}_{1}n({n}_{1\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}-n)$

式(10)中:

(11)

${C}_{1}=\frac{{\mathrm{\pi }}^{2}\rho {c}_{z}\left[3\mathrm{\pi }\right({R}_{1}^{4}-{R}_{2}^{4})\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta -2zb({R}_{1}^{3}-{R}_{2}^{3}\left)\right]}{5\mathrm{ }400\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }$

单位重量液体转化为机械能的能量为

(12)

${H}_{1i}=\frac{{N}_{1i}}{\rho g{Q}_{i}}={D}_{1}n({n}_{1\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}-n)$

式(12)中:

(13)

${D}_{1}=\frac{{\mathrm{\pi }}^{2}{c}_{z}\left[3\mathrm{\pi }\right({R}_{1}^{4}-{R}_{2}^{4})\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta -2zb({R}_{1}^{3}-{R}_{2}^{3}\left)\right]}{5\mathrm{ }400\alpha gQ\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }$

式(13)中:c_z为涡轮流道内的轴向速度分量;c_1z为翼片入口的轴向速度分量;c_2z为翼片出口的轴向速度分量;u为涡轮的周向速度;n为涡轮转速;$\varphi $为涡轮翼片的排挤系数;H为翼片高度;b₁为翼片入口处厚度;b₂为翼片出口处厚度;β₁为翼片入口处螺旋角;β₂为翼片出口处螺旋角;α为流量系数;ρ为液流密度;g为重力加速度。

2 变翼片厚度的螺旋涡轮水力性能计算

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设随螺旋涡轮高度增加,翼片厚度均匀变化,翼片入口和出口的厚度分别为b₁和b₂,以入口为起点,高度h处翼片的厚度为b_h=b₁+λ_bh;因此,翼片厚度随高度h的增长系数为

(14)

${\lambda }_{\mathrm{b}}=\frac{{b}_{2}-{b}_{1}}{H}$

高度h处翼片对液流的排挤系数为

(15)

${\varphi }_{h}=1-\frac{z{b}_{h}}{2\mathrm{\pi }R\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }$

则,涡轮翼片流道内由翼片厚度变化引起的翼片对液流的当量排挤系数为

(16)

$\varphi =\frac{1}{H}{\int }_{0}^{H}{\varphi }_{h}\mathrm{d}h=1-\frac{z({b}_{1}+{b}_{2})}{4\mathrm{\pi }R\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }$

根据式(16)积分,可求得翼片流道内液流的轴向速度分量为

(17)

${c}_{z}=\frac{2\alpha Q\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }{2\mathrm{\pi }({R}_{1}^{2}-{R}_{2}^{2})\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta -z({b}_{1}+{b}_{2})({R}_{1}-{R}_{2})}$

根据式(5)计算并对比式(3)和式(4)可得到

(18)

$\begin{array}{l}{A}_{2}=\\ \frac{\rho {c}_{z}^{2}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{t}\beta \left[8\mathrm{\pi }\right({R}_{1}^{3}-{R}_{2}^{3})\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta -3z({R}_{1}^{2}-{R}_{2}^{2}\left)\right({b}_{1}+{b}_{2}\left)\right]}{12\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }\end{array}$

(19)

$\begin{array}{l}{B}_{2}=\\ \frac{\mathrm{\pi }\rho {c}_{z}\left[6\mathrm{\pi }\right({R}_{1}^{4}-{R}_{2}^{4})\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta -2z({R}_{1}^{3}-{R}_{2}^{3}\left)\right({b}_{1}+{b}_{2}\left)\right]}{360\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }\end{array}$

(20)

$\begin{array}{l}{C}_{2}=\\ \frac{{\mathrm{\pi }}^{2}\rho {c}_{z}\left[6\mathrm{\pi }\right({R}_{1}^{4}-{R}_{2}^{4})\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta -2z({R}_{1}^{3}-{R}_{2}^{3}\left)\right({b}_{1}+{b}_{2}\left)\right]}{10\mathrm{ }800\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }\end{array}$

(21)

$\begin{array}{l}{D}_{2}=\\ \frac{{\mathrm{\pi }}^{2}{c}_{z}\left[6\mathrm{\pi }\right({R}_{1}^{4}-{R}_{2}^{4})\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta -2z({R}_{1}^{3}-{R}_{2}^{3}\left)\right({b}_{1}+{b}_{2}\left)\right]}{10\mathrm{ }800\alpha gQ\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }\end{array}$

通过对比两种螺旋涡轮输出水力性能解析式可知,当翼片厚度b₁=b₂=b时,两种涡轮流道内的轴向速度分量c_z相同,且B₁=B₂,C₁=C₂,D₁=D₂。即两种螺旋涡轮的输出特性计算式完全一致,充分证明了上述解析计算公式的正确性和统一性。

当涡轮结构和液流属性一定时,A₁、B₁、C₁和D₁均为常数。因此,螺旋涡轮的转化力矩与其转速呈负相关的线性关系,转化机械功率和转化能量与其转速(N_i-n和H_i-n曲线)呈二次抛物线关系。当涡轮的转速为0或n_max时,N_i=0,H_i=0,说明在这两个转速下,涡轮的转化机械功率和转化能量的变化曲线均通过零点,最大功率点(顶点工况)所对应的转速为n_t=n_max/2,此时,涡轮的转化力矩M_it、转化功率N_it和转化能量H_it分别为

(22)

${M}_{\mathrm{i}\mathrm{t}}=B({n}_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}-{n}_{t})=0.5B{n}_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}$

(23)

${N}_{\mathrm{i}\mathrm{t}}=C{n}_{t}({n}_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}-{n}_{t})=0.25C{n}_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}^{2}$

(24)

${H}_{\mathrm{i}\mathrm{t}}=D{n}_{t}({n}_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}-{n}_{t})=0.25D{n}_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}^{2}$

3 螺旋涡轮输出水力性能影响因素分析

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螺旋涡轮的翼片是由其型线^[27-28](沿某圆周面的展开线)在涡轮本体上进行包络形成的,型线是螺旋涡轮设计的重要特征之一。通过构建涡轮翼片的型线方程,说明本课题所采用的计算方法具体可行,并以井下螺旋涡轮发电机设计实例,针对该涡轮输出的水力性能进行分析,可为螺旋涡轮的设计和优化提供参考依据。设计参数如表1所示。

3.1 螺旋涡轮翼片型线设计

螺旋涡轮工作过程中,是通过翼片与液流的相互作用将液流的动能转化为涡轮输出的机械能。因此,翼片型线的设计至关重要。为保证液流在流动过程中始终沿翼片表面运动而不至于形成脱流及局部压力峰值现象,翼片表面型线应为单型线且具有连续的三阶导数^[29]。翼片从入口至出口应逐渐加厚,以保证液流的动能在涡轮翼片内能够充分转化为涡轮输出的机械能,设翼片的压力面和吸力面随高度的增加均匀变化^[30-33]。

由于该涡轮的螺距不变,因此,翼片型线为直线。在翼片入口处建立直角坐标系,如图4所示。

设变厚度螺旋涡轮的压力面和吸力面型线的螺旋角分别为β_y、β_x,根据图4中各型线的几何关系,可得翼片中面、压力面及吸力面的型线方程分别为

(25)

${y}_{z}=\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\beta x$

(26)

$\begin{array}{l}{y}_{y}=\frac{H-{b}_{2}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\beta }{\frac{H}{\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\beta }-\frac{{b}_{1}+{b}_{2}}{2\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }+{b}_{2}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }x+\\ \frac{{b}_{1}(H-{b}_{2}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\beta )}{2H\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\beta -({b}_{1}+{b}_{2})+2{b}_{2}\mathrm{s}\mathrm{i}{\mathrm{n}}^{2}\beta }\end{array}$

(27)

$\begin{array}{l}{y}_{x}=\frac{H-{b}_{1}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\beta }{\frac{H}{\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\beta }-\frac{{b}_{1}+{b}_{2}}{2\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }+{b}_{1}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }x+\\ \frac{(H-{b}_{1}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\beta )\left(\frac{H}{\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\beta }-\frac{{b}_{2}}{2\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }\right)}{\frac{H}{\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\beta }-\frac{{b}_{1}+{b}_{2}}{2\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }+{b}_{1}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta }-H\end{array}$

当螺旋翼片的厚度不变(b₁=b₂=b)时,压力面和吸力面的型线方程分别为

(28)

$\left\{\begin{array}{l}{y}_{y}=\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\beta x+\frac{b}{2\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\beta }\\ {y}_{x}=\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\beta x-\frac{b}{2\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\beta }\end{array}\right.$

由翼片压力面和吸力面型线方程式(13)和式(14)可知,所设计的涡轮翼片表面满足具有连续三阶导数的条件,且当翼片中面的螺旋角、翼片进、出口厚度以及翼片高度等参数确定后,该螺旋涡轮的翼片结构形状即可完全确定^[34-36]。

3.2 两种螺旋涡轮水力性能对比分析

从式(28)可以看出,螺旋涡轮转化机械功率与单位重量液体转化能量随其转速的变化曲线存在相似关系,由式(10)和式(12)可得比例常数等于αρgQ,因此仅需对比分析涡轮输出力矩和机械功率。给定条件下,两种螺旋涡轮转化力矩和转化机械功率随转速的变化曲线如图5所示。

两种螺旋涡轮的转化力矩和转化机械效率与涡轮转速的关系如图5所示,随着涡轮运动转速的增加两种螺旋涡轮的转化力矩均出现下降的趋势,而涡轮的转化机械效率为先增大后减小。在涡轮转速相同的条件下等厚度涡轮的转化力矩小于变厚度的转化力矩,等厚度涡轮的转化机械效率小于变厚度的转化机械效率。在给定条件下,两种螺旋涡轮最大转速(空载转速)分别为2 489.66 r/min和2 867.96 r/min。转化力矩最大值分别为18.99 N·m、26.48 N·m。转化机械功率最大值分别为1.359 kW、1.865 kW。由此,变厚度螺旋涡轮输出水力性能明显高于翼片厚度不变螺旋涡轮,因此,在进行螺旋涡轮结构设计时,可适当增大螺旋翼片出口段厚度,以提高其输出能力。

3.3 翼片螺旋角对涡轮输出水力特性的影响分析

螺旋涡轮的输出水力特性主要包括转化力矩、转化机械功率及顶点工况特性。顶点工况标志着该螺旋涡轮的最佳工作状态,是进行涡轮设计的重要参考指标之一。由螺旋涡轮翼片型线设计及其与液流冲击作用方式可知,当螺旋角较小时,液流对翼片的冲击角较大,会形成较大的冲击作用力。随着螺旋角的增大,冲击力将逐渐减小,当螺旋角达到一定值之后,液流与翼片的冲击作用较弱,再增大螺旋角,冲击力依然减小,但对涡轮输出特性的影响不再显著。为验证这一变化过程,研究了螺旋角β在20°~60°时对应的涡轮输出水力特性变化过程,并绘制成如图6所示的曲线。

图6为螺旋涡轮输出水力特性与螺旋角的关系。随着翼片螺旋角的增加,两种螺旋涡轮输出的水力特性参数变化过程完全一致,变厚度翼片输出特性参数相对更大;当翼片螺旋角在较小基础上增大时(小于30°),对应的涡轮输出特性曲线急剧下降;随着螺旋角的增大,涡轮的输出特性下降不明显,两种翼片对应的螺旋涡轮输出参数基本重合。这表明,合理选择翼片螺旋角进行设计,可提高螺旋涡轮对液流冲击能量转化率,从而提高能量利用率。

4 螺旋涡轮泥浆脉冲发电机室内实验

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井下泥浆脉冲发电机的螺旋涡轮在水力能量的作用下高速转动,将流体高速流动的动能转化为机械能,从而带动井下发电机的转子转动,切割发电机永磁体的磁感线形成电流。为提高能量转化效率,防止转动过程中出现力平衡死点,螺旋涡轮采用非对称设计,涡轮叶片数量为7,涡轮翼片采用变厚度设计。基于螺旋涡轮的顶点工况分析,随着螺旋角的增大,冲击力将逐渐减小,当螺旋角达到一定值之后,螺旋涡轮的转化机械功率逐渐减小至平稳状态,涡轮叶片的螺旋升角设计为38°。钻井液冲击螺旋涡轮对叶片具有冲蚀作用,为提高螺旋涡轮的工作使用寿命,将其材料选用为合金钢。图7为泥浆脉冲发电机涡轮叶片,随后加工组装螺旋涡轮式泥浆脉冲发电机样机,构建发电机转速模拟测试平台和发电机功率测试平台。开展排量对螺旋涡轮式泥浆脉冲发电机输出电压、输出电流以及输出功率的影响实验。

4.1 实验测试系统

螺旋涡轮式泥浆脉冲发电机室内实验测试系统主要包括:泥浆泵组、螺旋涡轮式泥浆脉冲发电机样机、功率测试平台、流量计、示波器等,如图8所示。泥浆泵组采用最大输出泵压为50 MPa,排量为100 L/s,可输送高浓度高黏度<10 000 Pa·s及含有颗粒的悬浮浆液,实验测试的涡轮式泥浆脉冲发电机的涡轮叶片采用的叶片数为7,螺旋角为38°。功率测试平台由转速测试系统和发电功率测试系统组成,功率测试平台中接入负载。

4.2 实验步骤

将整个泥浆脉冲发电机钻铤短节装入循环系统中,启动循环泵,清水从泥浆池中进入钻挺,进一步流入泥浆发电机本体。清水流经涡轮时,其高速流动的动能带动涡轮转动,涡轮切割磁感线,发出三相交流电。在泥浆发电机下端测试口接上测试线,测试输出端电流与电压以及输出功率的变化。在不同泥浆排量条件下调节发电机功率测试平台的转速。排量和转速的实验测试结果如图9所示,室内测试的具体步骤如下。

(1)泥浆流量从0上升至23 L/s,电路模块未启动,泥浆发电机无功率输出。

(2)泥浆流量到23 L/s时,电路模块开始启动,接负载8 Ω,测试电压、电流、功率输出值。

(3)泥浆流量升至26 L/s,泥浆发电机正常工作,接负载8 Ω,测试电压、电流、功率输出值。

(4)泥浆流量升至32 L/s,泥浆发电机正常工作,接负载8 Ω,测试电压、电流、功率输出值。

(5)泥浆流量升至42 L/s,泥浆发电机正常工作,接负载8 Ω,测试电压、电流、功率输出值。

(6)泥浆流量从42 L/s下降到23 L/s,电路模块工作模式关闭,无功率输出。

(7)泥浆流量从23 L/s下降至0 L/s后再上升至23 L/s,泥浆发电机电路模块关闭,无功率输出。

不同输入排量下泥浆脉冲发电机的功率如图9所示。随着输入排量的增大,泥浆脉冲发电机的涡轮转速增大,当输入的排量为42 L/s时,泥浆脉冲发电机的涡轮转速最大可达4 500 r/min,随着转速的增加,涡轮旋转带动轴心涡轮切割磁感线的速度增加,泥浆脉冲发电机的输出功率增加。随着排量的增加,涡轮旋转速度的增加趋势减小。

4.3 实验结果

图10为泥浆输入排量与发电机输出电压的关系。随着输入排量的增大,泥浆冲击螺旋涡轮使得其旋转速度加快,发电机的输出电压增大。而后进行输出电压整流,分别连接24、12、8 Ω负载,其输出功率如图11所示。整流后输出功率随着排量的改变趋于稳定,即泥浆脉冲发电机可输出稳定的功率,电路中负载越大,整流输出功率越小。发电机经过整流的输出功率,当负载为8 Ω时,发电机达到最大功率300 W,通过室内测试,发电机功率符合要求,能够满足井下工具的功率要求。

5 结论

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(1)针对变厚度螺旋涡轮的研究,采用微积分思想,建立了两种螺旋涡轮的转化力矩、转化机械功率及单位重量液体转化能量等水力性能的解析计算模型,为螺旋涡轮的设计和进一步研究提供了理论基础。

(2)针对井下涡轮发电机设计实例,分析了给定的设计条件下两种螺旋涡轮输出的水力性能参数的变化过程及在该条件下的输出特征值,适当增大螺旋翼片出口段的厚度可提高涡轮的输出水力性能。

(3)建立了螺旋涡轮翼片的型线方程,并分析了涡轮工作时的能量转化过程,螺旋角对涡轮能量转化率具有重要影响,合理设计翼片螺旋角可提高涡轮对水力能量的利用率。

(4)基于分析进行了井下涡轮发电机螺旋涡轮翼片优化设计,螺旋涡轮的叶片数为7,螺旋角为38°。井下涡轮发电机负载为8 Ω时,发电机达到最大功率300 W,通过室内测试,发电机功率符合井下工具要求。

基金

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中国石油天然气集团有限公司重大科技项目(ZD2019-183-005)
山东省自然科学基金(ZR2019MEE120)

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2025年第25卷第6期

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doi: 10.12404/j.issn.1671-1815.2401515

接收时间：2024-03-05
首发时间：2025-07-27
出版时间：2025-02-28

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作者

出版历史

收稿日期：2024-03-05
修回日期：2024-11-29

基金

中国石油天然气集团有限公司重大科技项目(ZD2019-183-005)

山东省自然科学基金(ZR2019MEE120)

作者信息

¹ 中国石油大学(华东)石油工程学院非常规油气开发教育部重点实验室, 青岛 266580

² 中国石油西部钻探工程公司, 乌鲁木齐 830001

³ 中国石油塔里木油田分公司油气工程研究院, 库尔勒 841000

通讯作者:

^* 廖华林(1974—),男,汉族,江西瑞金人,博士,教授,博士研究生导师。研究方向:钻完井及随钻测控技术。E-mail:liaohualin2003@126.com。

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2种不同金属材料的力学参数

科 Family	属数 Number of genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)	属 Genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)
鹅膏菌科Amanitaceae	2	11	5.26	鹅膏菌属 Amanita	10	4.78
小菇科 Mycenaceae	2	12	5.74	丝盖伞属 Inocybe	5	2.39
多孔菌科 Polyporaceae	8	14	6.70	蜡蘑属 Laccaria	5	2.39
红菇科 Russulaceae	3	23	11.00	小皮伞属 Marasmius	6	2.87
				小菇属 Mycena	11	5.26
				光柄菇属 Pluteus	5	2.39
				红菇属 Russula	17	8.13
				栓菌属 Trametes	5	2.39

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