DE2119072B2 - Turbinenbohrer - Google Patents
TurbinenbohrerInfo
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- E21B—EARTH OR ROCK DRILLING; OBTAINING OIL, GAS, WATER, SOLUBLE OR MELTABLE MATERIALS OR A SLURRY OF MINERALS FROM WELLS
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- E21B4/02—Fluid rotary type drives
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Description
■45
Die Erfindung betrifft an der Bohrlochsohle angetriebene hydraulische Turbinenbohrer zum Bohren von
Erkundungssonden, zum Niederbringen von Bohrlöchern ?ur Erdöl- bzw. Gasgewinnung sowie zur
Gewinnung anderer Bodenschätze, im einzelnen einen Turbinenbohrer für Tiefbohrlöcher, der ein Gehäuse mit
in diesem starr beifestigten Statoren, deren Schaufeln Leitkanäle für eine Spülflüssigkeit bilden, eine in
Wälzlagerung montierte Welle mit starr auf dieser befestigten Rotoren, deren Schaufeln eine den Statorjchaufeln
entgegengesetzte Richtung aufweisen, und ejne Vorrichtung zur Verminderung der Wellendrehzahl
enthält.
Beim Betrieb dieses aus der US-PS 33 56 338 bekannten Turbinenbohrers läuft die Welle mit hohen
Drehgeschwindigkeiten (900 U/min) um, wobei sie das Bohrwerkzeug, z. B. einen Rollenmeißel, antreibt.
Der Rollenmeißelbetrieb mit hohen Drehzahlen verursacht eine Verminderung der Vortriebsleistung <,5
pro Meißel; berücksichtigt man noch, daß bei Tiefbohrungen die Aus- und Einbauarbeiten einen erheblichen
Zeitaufwand beanspruchen, so folgt daraus, daß der Bohrbetrieb mit hohen Drehzahlen vom wirtschaftli
chen Standpunkt aus nicht zweckmäßig ist
Es sind Bauarten von Turbinenbohrern bekannt, be denen die Drehzahl durch ein mechanisches Reduzier
getriebe verringert wird, jedoch ist die Herstellunj
solcher Turbinenbohrer sehr kompliziert und de Betrieb solcher Turbinenbohrer ist infolge der schwieri
gen Arbeitsbedingungen für das Reduziergetriebe nich zuverlässig.
Es sind auch Bauarten von Turbinenbohrer (s. zun Beispiel die US-PS 33 62 488) bekannt, bei denen di(
Verminderung der Wellendrehzahl durch Regelung de; Fließrate der dem Turbinenbohrer zugeführten Spül
flüssigkeit erreicht wird. Dazu gehören Turbinenbohrei
mit Reduzierventilen und Flüssigkeitsverbrauchs Strahldruckumformern, die eine Verminderung dei
Wellendrehzahl bis auf Geschwindigkeiten wie sie bein Rotarybohren üblich sind, gewährleisten. Jedoch sine
Turbinenbohrer mit Reduzierventilen und Flüssigkeits verbrauchs-Strahldruckumformern ebenfalls kompli
ziert in der Hersteilung.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, unter Vermeidung der den bekannten Turbinenbohrern
anhaftenden Nachteile, einen Turbinenbohrer einfachster Bauart anzugeben, der einen zuverlässigen
Bohrwerkzeugbetrieb mit einer Drehzanl, die für das Rotarybohren kennzeichnend ist, gewährleistet.
Diei-e Aufgabe wird bei einem Turbinenbohrer der
eingangs erwähnten Art dadurch gelöst, daß die Vorrichtung zur Verminderung der Wellendrehzahl aus
im Gehäuse des Turbinenbohrers zusätzlich befestigten Statoren und auf der Welle zusätzlich befestigten
Rotoren besteht, die hydrodynamische Bremsstufen bilden und deren Schaufeln im wesentlichen in gleicher
Richtung angeordnet sind.
Es ist vorteilhaft, daß die Schaufeln der Bremsstufen unter gleichen Winkeln in bezug auf die zur Achse der
Turbinenboh'erwelle senkrechte Ebene angeordnet sind.
Es ist ferner vorteilhaft, daß die Schaufeln der Statoren und Rotoren der Bremsstufen in radialer
Erstreckung unterschiedliche Querschnittshöhen aufweisen, wobei die Höhen proportional zur radialen
Entfernung von der Achse der Turbinenbohrerwelle ansteigen. Dadurch wird ein stoßfreies Umströmen der
Schaufeln der Statoren und Rotoren durch die Spülflüssigkeit gewährleistet, der hydraulische Widerstand
des gebremsten Turbinenbohrers verringert sowie das Tempo der Druckverlustverringerung beim Anlauf
des Turbinenbohrers begünstigt.
Die Schaufeln der Statoren und Rotoren der Bremsstufen, welche die Wellendrehzahl vermindern,
können auch in radialer Erstreckung eine kosntante Querschnittshöhe aufweisen. Der Vorzug solcher
Schaufeln besteht in der Einfachheit ihrer Herstellung.
Eine weitere vorzugsweise Ausführung der Erfindung besteht darin, daß die Schaufeln der Bremsstufen mit
einem stromlinienförmigen Profil versehen sind, wobei deren Mittellinien unter gleichen Winkeln in bezug auf
die zur Achse der Turbinenbohrerwelle senkrechte Ebene angeordnet sind. Dadurch wird eine Verminderung
der hydraulischen Verluste in den hydrodynamischen Bremsstufen begünstigt.
Durch die Erfindung wird ein Turbinenbohrer einfachster Bauart angegeben, der einen zuverlässigen
Betrieb des Bohrwerkzeugs mit Drehzahlen gewährleistet, die für das Rotarybohren kennzeichnend sind.
Nachstehend wird die Erfindung anhand von
Vusführungsbeispielen unter bezug auf die Zeichnungen
iäher erläutert Es zeigt
F i g. 1 einen Längsschnitt durch einen erfindungsgeti-ß
ausgeführten Turbinenbohrer in schematischer Darstellung,
F i g. 2 einen Schnitt durch eine Turbinenstufe,
F i g. 3 einen Schnitt der Schaufeln des Rotors und Stators einer Turbinenstufe entlang der Kreislinie,
F i g. 4 einen Schnitt einer hydrodynamischen Bremsstufe,
Fig.5 einen Schnitt der Schaufeln des Rotors und
Stators einer hydrodynamischen Bremsstufe entlang der Kreislinie,
F i g. 6 einen Einstellwinkel der Schaufeln des Rotors
und Stators der hydrodynamischen Bremsstufe im Turbinenbohrer, bei dem die hydrodynamischen Bremsstufen
nicht nur als Bremsen, sondern auch als Druckregler arbeiten,
Fig.7 einen weiteren Einstellwinkel, bei dem die hydrodynamische Bremsstufe die größte Bremswirkung
ausübt,
F i g. 8 einen dritten Einstellwinkel, bei dem der hydraulische Widerstand intensiver als bei den vorherigen
Winkeln vom Bremsbetrieb zum Leerlaufbetrieb ansteigt,
F i g. 9 ein Kenndatendiagramm eines Turbinenbohrers mit hydrodynamischen Bremsstufen und einem
Schaufeleinstellwinkel gemäß F i g. 6,
F i g. 10 ein Kenndatendiagramm eines Turbinenbohrers mit hydrodynamischen Bremsstufen und einem
Schaufeleinstellwinkel gemäß F i g. 7,
F i g. Π ein Kenndatendiagramm eines Turbinenbohrers mit hydrodynamischen Bremsstufen und einem
Schaufeleinstellwinkel gemäß F i ρ <*.
Fig. 12 einen Längsschnitt einer hydrodynamischen Bremsstufe mit Schaufeln, deren Höhe proportional der
radialen Entfernung des entsprechenden Schaufelquerschnitts von der Achse der Turbinen welle ansteigt,
F i g. 13 einen Querschnitt einer »profilierten« Schaufel
eines Stators und Rotors einer hydrodynamischen Bremsstufe, wobei d>e Schaufel ein stromlinienförmiges
Profil aufweist.
Der in Fig. 1 dargestellte Turbinenbohrer weist im Oberteil eine Turbine 1 auf, die aus mehreren Stufen 2
besteht, von denen jede aus einem im Gehäuse 3 (F i g. 1, 2, 4) befestigten Stator 4 (F i g. 2), dessen Schaufeln 5
(Fig. 3) die Leitkanäle 6 für den Spülflüssigkeitsstrom bilden, und aus einem auf der Turbinenbohrerwelle 7
(Fig. 1, 2, 4) befestigten Rotor 8 (Fig.2) bestehen,
dessen Schaufeln 9 den Schaufeln 5 des Stators 4 entgegengerichtet sind und damit die Strömungsrichtung
der Flüssigkeit ändern, wodurch der Rotor 8 in bezug auf den Stator 4 rotiert und ein Drehmoment auf
die Turbinenbohrerwelle 7 überträgt.
Im Unterteil des Turbinenbohrers sind im Gehäuse 3 befestigte Statoren 10 (Fig.4) mit Leitschaufeln 11
(F i g. 5) und auf der Turbinenbohrerwelle 7 befestigte Rotoren 12 (F i g. 4) mit Laufschaufeln 13 (F i g. 5) unter
gleichem Winkel in bezug auf die zur Turbinenbohrerwelle 7 senkrechte Ebene angeordnet. Die Schaufeln
des Rotors 12 stellen eine quasi natürliche Fortsetzung der Schaufeln 11 des Stators 10 dar, wobei dasselbe auch
umgekehrt gilt. Der Stator 10 und Rotor 12 bilden die Bremsstufe 14 bzw. die hydrodynamische Bremsstufen-Baugruppe
15, welche die Drehzahl der Turbinenbohrerwelle 7 vermindert.
Bei gebremster Turbinenbohrerwelle 7 strömt die zwischen den Leit- und Laufschaufeln
der hydrodynamischen Bremsstufen-Baugruppe 15 vollständig störungsfrei hindurch. Dabei wird der
kleinste Wert des durch eins Spülpumpe erzeugten Druckes verbraucht, der hydraulische Widerstand in den
S Statoren und Rotoren ist nur durch die Rauheit der Kanäle und die Ungenauigkeit der Schaufelform
bedingt.
Mit dem Anwachsen der Drehzahl des Turbinenbohrerrotors, das infolge einer Verringerung der
ic Axialbelastung auf den Meißel oder infolge einer Verminderung der Momentbelastung auf den Turbinenbohrerrotor
erfolgt, entsteht hinter der Schaufel eine Wirbelzone. Die Laufschaufeln 13 der hydrodynamischen
Bremsstufen-Baugruppe 15 beginnen als Axialpumpenrotor
zu arbeiten, wobei sie einen Teil der Rotorleistung entnehmen und einen effektiven Flüssigkeitsdruck
erzeugen, der den Spülpumpen beim Durchdrücken der Flüssigkeit durch die Arbeitsturbine
des Turbinenbohrers entweder hilft oder entgegenwirkt. In den Fig.6, 7, 8 sind Schaufeln der Rotoren und
Statoren der hydrodynamischen Bremsstufe J4 in abgewickelter Form dargestellt. Die Schaufeln der
Statoren und Rotoren jeder Bremsstufe 14 sind in der
gleichen Richtung ausgeführt und unter den gleichen Winkeln angeordnet («, «i, «2)· Durch dickgezogene
Pfeile ist die Strömungsrichtung der Flüssigkeit, durch gestrichelte Pfeile die Rotorbewegung wiedergegeben.
Die angegebene Winkel kennzeichnen drei bevorzugte Varianten der Schaufeleinstellung an den Rotoren und
Statoren der hydrodynamischen Baugruppen-Bremsstufen Ein jeder dieser Winkel gewährleistet bestimmte
Kenndaten des Turbinenbohrers. Die Einstellung der Schaufeln bei hydrodynamischen Bremsstufen gemäß
der ersten Variante (F i g. 6) ist vorteilhaft bei Turbinen anzuwenden, deren hydraulischer Widerstand mit der
Verminderung der Drehzahl fällt.
Die Ausgangsdaten eines Turbinenbohrers mit einer solchen Turbine sowie das Kenndatendiagramm, das für
diesen Turbinenbohrer nach dem Einbau einer hydrodynamischen Bremsbaugruppe mit Schaufeln nach F1 g. 6
entsteht, ist in F i g. 9 dargestellt. Es bedeutet
n\ Leerlauf-Drehzahl der Turbinenwelle,
η Arbeitsdrehzahl der Turbinenbohrerwelle
Mi Bremsmoment des Turbinenbohrers,
M Arbeitsmoment des Turbinenbohrers,
Pi Bremsdruckgefälle im Turbinenbohrer,
P Arbeitsbremsdruckgefälle im Turbinenbohrer,
1 Momentlinie
M
M,
M,
für Turbinenbohrer ohne hydrodynamische Brems stufen,
II Druckverluste
p] ~
für Turbinenbohrer ohne hydrodynamische Brem
stufen,
I1-, Momentlinie
I1-, Momentlinie
Λ/
für Turbinenbohrer mit einer Anzahl K] hydrodyn
mischer Bremsstufen, der Verminderung der Turbinenbohrerdrehzahl verklei-
It dieselbe Momentenlinie für die Anzahl Ki hydrody- nert, steigt im Vergleich mit den zwei oben beschriebe-
namischer Bremsstufen, wobei /C2
> K\ ist, nen Varianten besonders intensiv mit dem Anwachsen
IIa Druckverluste der Drehzahl an. Die Kenndaten eines Turbinenbohrers
5 mit solchen hydrodynamischen Bremsstufen sind in F i g. 11 dargestellt. Die Bezeichnungen in F i g. 11
entsprechen denjenigen in F i g. 9 und 10.
Bei Benutzung dieser Abwandlung des hydrodynamischen Bremsens in Turbinenbohrern mit Flüssigkeitsfür Turbinenbohrer mit einer Anzahl K\ hydrodyna- io verbrauchs-Strahldruckumformern sowie in Turbinenmischer
Bremsstufen, bohrern mit Reduzierventilen, d. h. in allen Turbinen-Hh
Druckveriuste bei einer Anzahl K2 hydrodynami- bohrern, bei denen der Verbrauch der der Turbine
scner Bremsstufen, wobei K2 > K\ ist. zugeführten Spülflüssigkeit von der Betriebsweise des
Turbinenbohrers abhängig ist, können die erwähnten
Aus Fig. 9 ist ersichtlich, daß in diesem Falle die 15 minimalen Arbeitsdrehzahlen erhalten werden,
hydrodynamischen Bremsstufen nicht nur als Bremse Bei der Fertigung von Schaufeln für die hydrodynamiarbeiten, die ein Anfahren des Turbinenbohrers sehe Bremsstufen-Baugruppe als geneigte Stücke zur verhindern, sondern auch als Druckregler, der das Ebene, die senkrecht zur Turbinenbohrerachse verläuft Ansteigen des Druckes über den zulässigen Wert (F i g. 6 und 8), hat für die Verminderung des verhindert. Durch den Einbau einer ausreichenden 20 Koeffizienten des hydraulischen Widerstandes des Anzahl hydrodynamischer Bremsstufen kann nicht nur gebremsten Turbinenbohrers sowie für das Tempo der die Leerlaufdrehzahl vermindert, sondern auch der Verringerung der Druckverluste beim Turbinenbohrer-Arbeitsbereich der Turbinenbohrer-Umdrehungen ein- leerlauf (bei Benutzung der ersten Variante gemäß geengt werden. Beim Einsatz solcher hydrodynamischer F i g. 6) das stoßfreie Umströmen der Schaufeln am Bremsstufen fallen die Druckverlustwerte im Turbinen- 25 Rotor und Stator eine große Bedeutung; das stoßfreie bohrer am kleinsten aus. Umströmen ist nur in jedem Falle möglich, wenn die In einigen Fällen ist es zweckmäßig, hydrodynami- Auslaufschaufeln sowohl am Rotor als auch am Stator in sehe Bremsstufen mit vertikalen Leit- und Laufschaufeln die Radiallinie gerichtet sind. Die letzte Bedingung kann der zweiten Variante (Fig. 7) einzusetzen. Versuche nicht eingehalten werden, wenn die geneigten Schaufeln ergaben, daß solche Schaufeln die größte Bremsfähig- 30 mit einer konstanten Höhe //unabhängig vom Abstand, keit aufweisen. Die Kenndaten eines Turbinenbohrers in dem der jeweiligen Schaufelquerschnitt von der mit solchen hydrodynamischen Bremsstufen sind in Turbinenbohrerachse liegt, ausgeführt sind.
Fig. 10 dargestellt. Die Bezeichnungen in Fig. 10 Deshalb ist es zweckmäßig, zur Verringerung der entsprechen denjenigen in Fig. 9. Solche Bremsstufen Druckverluste bei gebremster Turbinenbohrerwelle die erhöhen den Kennwert des hydraulischen Widerstandes 35 Schaufeln der hydrodynamischen Bremsstufen gemäß des Turbinenbohrers insgesamt, insbesondere aber im der ersten und dritten Variante (Fig.6 und 8) mit einer Vergleich mit den Bremsstufen, die gemäß der ersten längs der Radiallinie variablen Höhe //wie in Fig. 12 Variante(F ig. 5)ausgeführt sind. = auszuführen. In denjenigen Fällen, wenn die Höhe //der Die vertikalen Schaufeln können jedoch nicht als Schaufel sich proportional mit dem Entfernen des Druckverlustregler im Turbinenbohrer dienen, sie sind 40 jeweiligen Schaufelquerschniues von der Turbinenjedoch sehr einfach in ihrer Bauart und billig in der bohrerachse vergrößert, lassen sich die zwei wichtigsten Fertigung, deshalb ist ihre weitgehende Anwendung in Bedingungen einhalten, d. h.. die Neigung der Schaufelder Industrie aussichtsreich. achse zur Ebene, die senkrecht zur Turbinenbohrerach-Um auf der Turbinenbohrerwelle eine ganz kleine se verläufi, ist über die ganze Äadialerstreckung der Arbeitsdrehzahl zu erhalten (mehrere -zig Umdrehun- 45 Schaufel gleich, und außerdem sind die Projektionen der gen pro Minute) ist die Verwendung der dritten Einlauf- bzw. Auslaufkanten entlang der Radiallinie Ausführungsvariante der hydrodynamischen Bremsstu- gerichtet, d. h., daß die Projektionen der Einlauf- bzw, fen gemäß F i g. 8 vorteilhaft. In diesem Fall führt die Auslaufkanten der Schaufel auf die zur Turbinenbohrerhydrodynamische Bremsstufen-Baugruppe bei stehen- achse senkrechte Ebene mit den Radialrichtungen dem Rotor ebenso wie auch bei der ersten Variante 50 übereinstimmen bzw. zusammenfallen.
gemäß Fig.6 zu nahezu keinem Anwachsen der Zur Erleichterung des Gießens von Schaufeln fm Verluste am Turbinenbohrer, d. h., es entsteht insgesamt hydrodynamische Bremsstufen können die Schaufelr nur eine sehr geringe Vergrößerung des Kennwertes profiliert ausgeführt werden, d. h, mit einem stromlides hydraulischen Widerstandes des gebremsten Turbi- nienförmigen Profil. In Fig. 13 ist das Profil einei nenbohrers. Der Turbinenbohrer beginnt jedoch mit 55 solchen Schaufel dargestellt In diesem Falie wird die dem Ansteigen der Drehzahl der Turbinenbohrerwelle Schaufelneigung zur Ebene, die senkrecht zur Turbinen in immer größerem Maße als Axialpumpe zu arbeiten, bohrerachse ist, durch die Neigung der Mittellinie »777« die einen Gegendruck gegenüber der Hauptpumpe bestimmt; die Projektionen der Einlauf- bzw. Auslauf erzeugt. Der Koeffizient des hydraulischen Widerstan- kanten »a« und »Zx< der Schaufel auf die zui des des Turbinenbohrers, der eine Turbine mit 60 Turbinenbohrerachse senkrechte Ebene stimmen mi hydraulischem Widerstand aufweist, welcher sich mit der Radialrichtung überein.
hydrodynamischen Bremsstufen nicht nur als Bremse Bei der Fertigung von Schaufeln für die hydrodynamiarbeiten, die ein Anfahren des Turbinenbohrers sehe Bremsstufen-Baugruppe als geneigte Stücke zur verhindern, sondern auch als Druckregler, der das Ebene, die senkrecht zur Turbinenbohrerachse verläuft Ansteigen des Druckes über den zulässigen Wert (F i g. 6 und 8), hat für die Verminderung des verhindert. Durch den Einbau einer ausreichenden 20 Koeffizienten des hydraulischen Widerstandes des Anzahl hydrodynamischer Bremsstufen kann nicht nur gebremsten Turbinenbohrers sowie für das Tempo der die Leerlaufdrehzahl vermindert, sondern auch der Verringerung der Druckverluste beim Turbinenbohrer-Arbeitsbereich der Turbinenbohrer-Umdrehungen ein- leerlauf (bei Benutzung der ersten Variante gemäß geengt werden. Beim Einsatz solcher hydrodynamischer F i g. 6) das stoßfreie Umströmen der Schaufeln am Bremsstufen fallen die Druckverlustwerte im Turbinen- 25 Rotor und Stator eine große Bedeutung; das stoßfreie bohrer am kleinsten aus. Umströmen ist nur in jedem Falle möglich, wenn die In einigen Fällen ist es zweckmäßig, hydrodynami- Auslaufschaufeln sowohl am Rotor als auch am Stator in sehe Bremsstufen mit vertikalen Leit- und Laufschaufeln die Radiallinie gerichtet sind. Die letzte Bedingung kann der zweiten Variante (Fig. 7) einzusetzen. Versuche nicht eingehalten werden, wenn die geneigten Schaufeln ergaben, daß solche Schaufeln die größte Bremsfähig- 30 mit einer konstanten Höhe //unabhängig vom Abstand, keit aufweisen. Die Kenndaten eines Turbinenbohrers in dem der jeweiligen Schaufelquerschnitt von der mit solchen hydrodynamischen Bremsstufen sind in Turbinenbohrerachse liegt, ausgeführt sind.
Fig. 10 dargestellt. Die Bezeichnungen in Fig. 10 Deshalb ist es zweckmäßig, zur Verringerung der entsprechen denjenigen in Fig. 9. Solche Bremsstufen Druckverluste bei gebremster Turbinenbohrerwelle die erhöhen den Kennwert des hydraulischen Widerstandes 35 Schaufeln der hydrodynamischen Bremsstufen gemäß des Turbinenbohrers insgesamt, insbesondere aber im der ersten und dritten Variante (Fig.6 und 8) mit einer Vergleich mit den Bremsstufen, die gemäß der ersten längs der Radiallinie variablen Höhe //wie in Fig. 12 Variante(F ig. 5)ausgeführt sind. = auszuführen. In denjenigen Fällen, wenn die Höhe //der Die vertikalen Schaufeln können jedoch nicht als Schaufel sich proportional mit dem Entfernen des Druckverlustregler im Turbinenbohrer dienen, sie sind 40 jeweiligen Schaufelquerschniues von der Turbinenjedoch sehr einfach in ihrer Bauart und billig in der bohrerachse vergrößert, lassen sich die zwei wichtigsten Fertigung, deshalb ist ihre weitgehende Anwendung in Bedingungen einhalten, d. h.. die Neigung der Schaufelder Industrie aussichtsreich. achse zur Ebene, die senkrecht zur Turbinenbohrerach-Um auf der Turbinenbohrerwelle eine ganz kleine se verläufi, ist über die ganze Äadialerstreckung der Arbeitsdrehzahl zu erhalten (mehrere -zig Umdrehun- 45 Schaufel gleich, und außerdem sind die Projektionen der gen pro Minute) ist die Verwendung der dritten Einlauf- bzw. Auslaufkanten entlang der Radiallinie Ausführungsvariante der hydrodynamischen Bremsstu- gerichtet, d. h., daß die Projektionen der Einlauf- bzw, fen gemäß F i g. 8 vorteilhaft. In diesem Fall führt die Auslaufkanten der Schaufel auf die zur Turbinenbohrerhydrodynamische Bremsstufen-Baugruppe bei stehen- achse senkrechte Ebene mit den Radialrichtungen dem Rotor ebenso wie auch bei der ersten Variante 50 übereinstimmen bzw. zusammenfallen.
gemäß Fig.6 zu nahezu keinem Anwachsen der Zur Erleichterung des Gießens von Schaufeln fm Verluste am Turbinenbohrer, d. h., es entsteht insgesamt hydrodynamische Bremsstufen können die Schaufelr nur eine sehr geringe Vergrößerung des Kennwertes profiliert ausgeführt werden, d. h, mit einem stromlides hydraulischen Widerstandes des gebremsten Turbi- nienförmigen Profil. In Fig. 13 ist das Profil einei nenbohrers. Der Turbinenbohrer beginnt jedoch mit 55 solchen Schaufel dargestellt In diesem Falie wird die dem Ansteigen der Drehzahl der Turbinenbohrerwelle Schaufelneigung zur Ebene, die senkrecht zur Turbinen in immer größerem Maße als Axialpumpe zu arbeiten, bohrerachse ist, durch die Neigung der Mittellinie »777« die einen Gegendruck gegenüber der Hauptpumpe bestimmt; die Projektionen der Einlauf- bzw. Auslauf erzeugt. Der Koeffizient des hydraulischen Widerstan- kanten »a« und »Zx< der Schaufel auf die zui des des Turbinenbohrers, der eine Turbine mit 60 Turbinenbohrerachse senkrechte Ebene stimmen mi hydraulischem Widerstand aufweist, welcher sich mit der Radialrichtung überein.
Hier/u 4 Blatt Zeichnungen
Claims (5)
1. Turbinenbohrer für Tiefbohrlöcher, der ein Gehäuse mit in diesem starr befestigten Statoren,
deren Schaufeln Leitkanäle für eine Spülflüssigkeit bilden, eine in Wälzlagerung montierte Welle mit
starr auf dieser befestigten Rotoren, deren Schaufeln eine den Statorschaufeln entgegengesetzte Richtung
aufweisen, und eine Vorrichtung zur Verminderung Ίο der Wellendrehzahl enthält, dadurch gekennzeichnet,
daß die Vorrichtung zur Verminderung der Wellendrehzahl aus im Gehäuse (3) des Turbinenbohrers zusätzlich befestigten Statoren (10)
und auf der Welle (7) zusätzlich befestigten Rotoren (12) besteht, die hydrodynamische Bremsstufen (14)
bilden und deren Schaufeln (11) im wesentlichen in gleicher Ricblung angeordnet sind.
2. Turbinenbohrer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaufein (11; 13) der
Bremsstufen (14) unter gleichen Winkeln in bezug auf die zur Achse der Turbinenbohrerwelle (7)
senkrechte Ebene angeordnet sind.
3. Turbinenbohrer nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaufeln (11; 13)
der Statoren (10) und Rotoren (12) der Bremsstufen (14) in radialer Erstreckung unterschiedliche Querschnittshöhen
(H) aufweisen, wobei die Höhen (H) proportional zur radialen Entfernung von der Achse
der Turbinenbohrerwelle (7) ansteigen.
4. Turbinenbohrer nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaufeln (11; 13)
der Statoren (10) und Rotoren {12) der Bremsstufen (14) in radialer Erstreckung eine konstante Querschnittshöhe
aufweisen,
5. Turbinenbohrer nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaufeln (11;
13) der Bremsstufen (14) mit einem stromlinienförmigen Profil versehen sind, wobei deren Mittellinien
unter gleichen Winkeln in bezug auf die zur Achse der Turbinenb-nhrerwelle (7) senkrechte Ebene
angeordnet sind.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE19712119072 DE2119072C3 (de) | 1971-04-20 | Turbinenbohrer |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE19712119072 DE2119072C3 (de) | 1971-04-20 | Turbinenbohrer |
Publications (3)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
DE2119072A1 DE2119072A1 (en) | 1972-10-26 |
DE2119072B2 true DE2119072B2 (de) | 1976-09-09 |
DE2119072C3 DE2119072C3 (de) | 1977-04-14 |
Family
ID=
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE3345419A1 (de) * | 1983-12-15 | 1985-06-27 | Vsesojuznyj naučno-issledovatel'skij institut burovoj techniki, Moskva | Schrauben-bohrlochsohlenmaschine |
DE3408992A1 (de) * | 1984-03-12 | 1985-09-19 | Vsesojuznyj naučno-issledovatel'skij institut burovoj techniki, Moskau/Moskva | Mehrstufenwasserturbine von turbobohrern |
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE3345419A1 (de) * | 1983-12-15 | 1985-06-27 | Vsesojuznyj naučno-issledovatel'skij institut burovoj techniki, Moskva | Schrauben-bohrlochsohlenmaschine |
DE3408992A1 (de) * | 1984-03-12 | 1985-09-19 | Vsesojuznyj naučno-issledovatel'skij institut burovoj techniki, Moskau/Moskva | Mehrstufenwasserturbine von turbobohrern |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
DE2119072A1 (en) | 1972-10-26 |
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Legal Events
Date | Code | Title | Description |
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C3 | Grant after two publication steps (3rd publication) | ||
E77 | Valid patent as to the heymanns-index 1977 |