第三章蜗轮机械

1、第三章 涡轮机械第一节 概 述 涡轮钻具是一种结构比较特殊的井下动力钻具，它由钻井泵打出的高压钻井液来驱动。涡轮钻具钻井与转盘钻井相比，主要优点是：将能量集中在井底驱动钻头旋转以破碎岩石，此机械钻速较高；钻井时钻杆不转动，减少了钻杆的磨损和断裂事故，延长了钻杆的使用寿命，特别适合于打定向井、丛式井以及进行修井、侧钻等特殊作业。 涡轮钻具在前苏联一直作为主要的钻井工具，钻井总进尺占80%以上。长期以来，涡轮钻具主要是配用牙轮钻头打井，存在着涡轮钻具转速高，牙轮钻头寿命短、进尺少，及其像胶一金属推力轴承工作寿命不长等缺点；但随着高转速、低钻压聚晶金刚石复合片PDC钻头的推广应用，随钻测量技术的普及

2、，以及各种新型结构的出现，涡轮钻具在石油、天然气钻井工程中将会发挥越来越大的作用。 一、涡轮的工作原理 涡轮钻具是接在钻杆的下端，随钻杆一起下到井底的一种井底动力钻具。涡轮钻具中的涡轮，是把液体能（主要是动能及部分压能）变为涡轮轴上的机械能，从而带动钻头旋转破碎岩石。 涡轮钻具是一种特殊结构的水涡轮，它的作用原理和地面上的一般水涡轮相同，可用下面简单的例子说明，如图3-1所示。图3-1 在轴上旋转的漏斗漏斗A可绕0102轴旋转，将液体从漏斗上部灌入，下部喷出，喷出的速度大小和方向与进口不同。液流进出口动量矩的变化，使漏斗中的液体受一力矩。该液体以大小相等方向相反的力矩作用在漏斗上，使漏斗沿箭头

3、所示方向转动。如把几个漏斗沿0102轴的圆周放置，成一整体就构成了涡轮，即可带动0102轴旋转作机械功。可见要使漏轮轴作机械功，必须使液流在进入工作轮前具有一定的方向和速度，因此，液流在进入工作轮前应通过一个导向装置。在涡轮的导向装置（或定子）中，只发生液体能形式的改变，把部分压能转换为动力能，并把液流引导一定方向。而工作轮（或涡轮转子）中，发生液体能转换成机械能的过程，并带动涡轮轴旋转，对外作机械功。钻井用的涡轮钻具，在工作条件和结构方面都与地面的水涡轮有很大区别。它与地面水涡轮相比，其特点是： 地面水涡轮的外壳尺寸大小不受限制，可根据涡轮功率的大小而定，而且都是单级的，即只有一个导向轮和一

4、个工作轮。而涡轮钻具的外壳尺寸则受到井眼直径的严格限制。所能通过的流量(即钻井泵的排量)也不大，因而使涡轮钻具轴上产生较大的功率，就必须采用多级涡轮，其级数多达一、二百级以上。 涡轮钻具中所用的工作液体是泥浆，粘度太、含砂多，对涡轮具的零部件危害很大，因而它的零部件必须能适应这种恶劣的工作条件。 二 涡轮钻具的结构 为了满足钻井工艺的要求，目前在国内外发展了许多类型的涡轮钻县，但基本结构差 别不大。下面介绍我国常用的涡轮钻具的典型结构。 图 32 单式涡轮钻具结构示意图 1 大小头；2一压紧螺帽； 3一轴b承座； 4轴承盘；5支承环 6调节环；7定子；8转子； 9中铀承； 10一下轴承；11主

5、轴 图 52 WZ255涡轮钻具结构 l一大小头；2外壳；3防松螺母；4锁紧垫圈；5帽罩；6支撑套筒；7转子螺母；8支承盘； 9支承环；10止推轴承；11调节环；12定子；13一轴，14转子；15一销； 16中轴承套，17一中轴承；18一撑套；19下部短节；20下部轴承套，2l键；22轴接头 1单式涡轮钻具 现以国产WZ一215型单式涡轮钻具为例，介绍涡轮钻具的结构。图32为涡轮钻具结构示意图，图33为WZ一215型涡轮钻具的结构图。 图 54 涡轮定子和转子（a）结构图 （b）涡轮的轴侧图 涡轮钻具的主要部件是涡轮，每一级涡轮由一个定子和一个转子组成，如图34所示。图3-5 涡轮钻具止推轴承

6、1一止推轴承座；2一支承盘，3支承环图 3-4 涡轮的定子和转子（a）结构图 （b）涡轮的轴测图 涡轮一般是铸钢的，涡轮上有很多弯曲的叶片，定子和转子的叶片形状基本一样，只是叶片的弯曲方向相反，这样就保证了定子对液流能量的部分转化及导流和转子将液体能转化为机械能， WZ一215型涡轮钻具共有100级涡轮，即有定子和转子各100个。定子装在固定的外壳内，转子装在可旋转的主轴上。转子和定子之间要保持一定的轴向间隙，WZ一215的轴向间隙为11mm。为了承受轴向载荷，在涡轮上部装有止推轴承。止推轴承由支承盘、支承环和带有塑料衬面的轴承座组成。止推轴承的内缘也有橡胶衬面，以起径向扶正作用，如35所示。

7、 为了减轻这种橡胶金属止推轴承上的负荷及磨损，该钻具一共装有12套结构相同的止推轴承。轴承座与外壳固定在一起，不转动，两轴承盘与支承环则固定在主轴上与轴一起转动，轴承座与轴承盘之间有2mm的间隙。止推轴承磨损后，轴向间隙增大，使主轴相对于外壳上移和下沉。 涡轮钻具的主轴细而长，约7.5m。在高速旋转时容易产生摆动，因此在主轴的中部和下部装有径向轴承，称中部轴承和下部轴承，起扶正作用。下部径向轴承还起着压紧短节和防止泥浆外泄的密封作用。径向轴承乃是带橡胶的轴承。中部轴承由轴承套和中轴承组成，并带有通过泥浆的沟槽，其结构见图36、图37。 涡轮钻具的主轴由铬钼钢锻成，上轴端有反扣螺纹，下端有锥形接

8、头，并与钻头连接。 轴的中下部有三个斜孔，用于将洗井液引入钻头。 中部轴承、下部轴承(或压紧短节)和止推轴承均由铬钢制成，上面粘有橡胶层，为了调节各级涡轮定子与转子之间的轴向间隙，在最上面一个定子的上部和止推轴承的轴承座之间装有一个调节环，可采用不同高度的调节环来调节涡轮钻具的轴向间隙。 图3-7涡轮钻具的下部轴承 图3-6涡轮钻具的中部轴承 为了保证涡轮钻具轴上所有转子和各旋转部分的零件固定在主轴上不致松动，全部转动部分的零件均由压紧螺帽压紧在主轴的下部台阶上。所有定子和不转动的零件由大小头和下部轴承固定在外壳内。综上所述，涡轮钻具的结构分为旋转和固定的两大系统。以主轴为中心的旋转系统从上而

9、下依次是：防松螺帽、帽罩、轴承盘、支承环、主轴、转子、中部轴承套、撑套、下部轴承套。固定于外壳中的固定系统从上而下依次为：大小头、支承套筒、止推轴承座、调节环、定子、中部轴承、下部压紧短节(下部轴承)、外壳，见图3-2、图3-3所示。洗井液在涡轮钻具中的流动情况是：泥浆从钻杆中心进入涡轮钻具，经止推轴承的孔眼进入涡轮中，经过各级涡轮把部分液体能变成涡轮轴上的机械能后，从主轴的三个侧孔流进钻头。清洗井底后由环形空间返出地面。 为满足不同钻井工艺的需要，涡轮钻具有多种类型和规格。例如，钻深井的复式涡轮钻具、钻定向井的短涡轮钻具和取岩芯的取芯涡轮钻具等。涡轮钻具的类型和规格见表3-1。 2复式涡轮钻

10、具 钻深井时，由于钻柱很长，泥浆的沿程阻力很大，泵压很高。为减少阻力，降低泵压，使钻井泵不致超负荷运行，就需要减少泥浆排量，这样，单节涡轮钻具所得到和输出的功率，必然大为减少，因此，需增加涡轮的级数以提高总功率。然而，过长的涡轮钻具不论在制造还是装配都有困难，因此，出现了复式涡轮钻具，它实际上是两节或三节单式涡轮钻具的组合。图3-8中给出了我国现场常用的复式涡轮钻具的结构，它实际上是由两节涡轮钻具组成。 复式涡轮钻具的外壳是用带锥形扣的接头连接，主轴靠圆锥摩擦联轴器连接。依靠涡轮钻具工作时所造成的轴向水力载荷将摩擦联轴器压紧，使上下两节涡轮的主轴连成一体带动钻头工作。为了防止上下两节轴在联轴器

11、锥面处打滑，摩擦锥面的配合要求严密，同时，为了保证联轴器摩擦锥面之间产生必要的摩擦力，复式涡轮钻具的上段不装止推轴承，止推轴承装在下段涡轮钻具的最上端。这样上段涡轮整个旋转部分所受向下的轴向载荷都必须先通过摩擦联轴器，然后再作用于止推轴承，从而保证为产生足够的摩擦力所必须的轴向压力。近年来，我国对复式涡轮钻具连接部件的结构作了一些改进。在2WZ-215A型复式涡轮钻具中，已把这部分结构改成花键及圆锥摩擦联轴器的组合结构，如图3-9所示。这样的联轴器结构有效地解决了两主轴联接处的打滑和磨损问题。表51 涡轮钻具规格及工作特性(泥浆重度9800Nm3，粘度小于30s)涡轮钻具的型号直 径mm长 度

12、mm重 量kg涡轮接头叶轮类型涡轮级数排 量Ls功 率KW转 矩Nm转 速rmin压力降Pa节数备注上接头下接头WZ-225WZ-240WZ-215WZ-1952 WZ-215WZ-1702WZ-1703WZ-1273WZ-104.54WZ-104.52WZ-215D1WZ-170DWZ-170DWZ-1273AWZ-170225240215195215170170127104.5104.52151701701271709220924592009100142408500150201429513180166651548044853400573497902465211517051440256810

13、042185100066587331686236206205205205204204203202302305204205203204206305205204204204204203302302305204205203204202722.53016.52222.52120.52120.51622.5281625121813.51813.53016.5100120100961761002402402122832204565305532452535253518302025121489783040773314024146127381036819012.5606310033532435223378184

14、1540406091030208601700610119011202160260730880137043058023029024030019903540490790440302515725600840600840475795550680760885105011809201050381503(3079)105(1964)105(2671)105(2447)105(1746)105(4487)105(5383)105(6690)105(6171)105(6281)105(4682)10511112123342 图 38 复式涡轮钻具1 上节壳体；2下节壳体；3短节；4短节丝扣部分；5、6锥面摩擦联

15、轴器252 图39花键圆锥摩擦联轴器 实践表明，使用复式涡轮钻具，由于增加了涡轮钻具的节数（即增加涡轮级数）能在较深地层以足够的扭矩进行钻进。常用的是双节和三节的复式涡轮钻具，但继续增加节数会使轴向间隙的调节变得复杂，使用也不方便。 第二节涡轮内液体的运动和基本方程 一、涡轮内液体的运动 涡轮内能量的转换过程， 是通过涡轮内液体速度的变化，即动量矩的变化实现的。因此，了解涡轮内液体的运动，是研究涡轮工作理论的基础。现以涡轮钻具的轴流涡轮为基础进行研究。 通过涡轮的液体，是直径为D1和D2的两个同轴圆柱面间运动，见图3-10。它可以看作是无数层液体的合成运动。图示的轴流涡轮中，每个圆柱层的液体离

16、旋转中心的距离不同，它的运动速度及涡轮叶片的作用也不相同。为简化研究，选一个直径为D的圆柱层作为计算直径，在此直径上液流的运动相当于所有圆柱层液流的平均运动。按此直径上的液流平均速 图310 涡轮内液体的运动 图311 转子入口及出口处的速度三角形 度计算出涡轮的性能参数，与考虑圆柱层液流的特点后的涡轮性能参数相同。这种以某个单元液流运动来代替整个液流的研究方法，称为单元理论法，它在叶片式机械中应用很广。一般来说，满足上述条件的计算直径，并不等于涡轮流道内外径的代数平均值，但计算证明，其误差不超过2，因而就取平均直径D作计算直径 D=D1+D22 用一直径D的圆柱面为截面，通过涡轮的平均直径，

17、将截面拉直展开成平面，就可将涡轮叶片的断面表示出来，液体绕平均直径为D的圆柱面流动，就变为平面运动。如图 3-11所示。 这样，空间的流动就简化为平面流动。为研究方便，运动速度符号、水力角均与离心泵一致，即 c绝对速度； u圆周速度； w相对速度； w与u的夹角； u与c的夹角； K表示结构（如1k表示定子出口处叶片的结构角）流体经过固定不转的定子时，定子叶片迫使液体沿着它的流道方向运动。在定子出口及转子入口处液体的绝对速度为c1（见图3-11），c1的方向应与定子叶片的出口角相切，即1=1k,，其速度大小则取决于液体流量的大小。当流经定子的流量为一定时，c1的大小和方向都是定值，c1在轴向方

18、向的分速度c1z为 c1z=c1sin1=QyF1 （31） 式中 Qy-通过定子流道的实际流量（或称有效流量）； Ft-垂直于轴向速度的定子 流道的有效面积。 F1=Db （32） 式中 D流道的平均直径； b叶片径向长度，或流道宽度； 考虑叶片厚度影响的断面缩小系数，一般为0.9 液体以速度c1进入旋转着的转子流道，转子以u1=Dn60的圆周速度运动，则此时液体相对手转子叶片的相对速度w1为 由c1、和组成涡轮转子进口处的速度三角形。涡轮钻具工作时，涡轮转子的圆周速度u1和转速n经常是变化的，它的大小取决于钻头在井底遇到的阻力大小，即与井底岩性、钻压的大小有关，方向一定，但大小是不断变化的

19、。当的方向正好与转子叶片入口结构角一致时，即1=1k 时，涡轮的水力损失最小，这时只有沿程阻力损失，而不存在液流对转子叶片的冲击损失，称该工况为无冲击工况。当涡轮钻具主轴上的载荷增大或减小时，则圆周速度降低或增加，使相对速度的大小和方向发生变化。在这种情况下，11k，液流在转子入口处将产生冲击，如图3l2所示。图12 转子进口处的三种速度三角形 当流量一定，速度c1的大小和方向一定，即c1z=QyF1、1=1k。为了使液流能平滑地从转子流道通过，希望液体相对于转子叶片运动的相对速度尽量与转子叶片的进口结构角1k方向一致，此时液体的水力损失最小，称无冲击工况，如图312(b)所示。此时的圆周速度

20、称为无冲击圆周速度，以u1w表示。当涡轮轴上负荷增加，涡轮转速降低，圆周速度降为u1,相对速度为w1,显然液体将与转子叶片正面发生冲击，在叶片进口的背面产生旋涡，使水力损失增加，如图312(a)所示。当涡轮轴上负荷减小，圆周速度将增大为,相应地使相对速度变为w1,显然，此时液体将与叶片背面发生冲击，在叶片进口的前面产生旋涡，使水力损失增加,如图312(c)所示。 从上面讨论，可归纳出以下几点： (1)速度c1的方向取决于定子叶片的出口结构角，大小取决于流量，在一定流量下， c1是不变的。 (2) 圆周速度或转子的转速n，取决于涡轮钻具下的钻头在井底遇到阻力的大小， 它与岩性、钻压大小有关，通常

21、是不断变化的。 (3)相对速度w1等于c1与的矢量差。当c1为定值时，w1随圆周速度变化，因此， w1与的夹角1是变化的。 (4)当w1的方向正好与转子进口处叶片的结构角相切，即1=1k时，称为无冲击工况，此时涡轮的水力损失最小。 涡轮转子进口处无冲击工况时的速度三角形可按下列步骤求得，见图313。 转子进口 转子出口 图 313 无冲击工况时的速度三角形 首先以c1=QyFt,作出c1的轴向分速度；量出定子出口处的叶片结构角1k及转子进口处的叶片结构角1k，以c1z为高，利用1k和1k作出三角形，这样就可求得c1、 w1及。其中uw为无冲击工况下转子的圆周速度。以uw可求出无冲击工况下涡轮的

22、无冲击转速, 即 nw=60uwD (33)也可写成 nw=60Dc1z(cot1k+cot1k)=60QyDF1(cot1k+cot1k) (34) 由此可见对一定结构的涡轮，D、F1、1k及1k均为常数，其无冲击条件时的转速 nw与流量Qy成正比。在一定流量下，涡轮只能有一个无冲击转速。在实际钻井时，涡轮钻具的转速随负荷 (即钻压)大小而变，只有在一定的钻压时，才能使涡轮钻具在无冲击工况下工作。 以上讨论了转子进口处的速度三角形。转子出口处，液体质点除了具有和叶片相切方向的相对速度 w1外，还具有圆周速度u2，其绝对速度c2是和u2的矢量和，见图311即 c2= + u2 对于轴流涡轮，由

23、于转子进出口的半径相同，所以u2=u1=R。式中的为涡轮轴的角速度，R为流道平均半径。 转子出口处无冲击工况的速度三角形求法与进口处类似，见图313。先量出转子出口处的结构角2k，并由c2z=QyF2求出c2的轴向分速度度c2z，其中F2为垂直于轴向分速度的转子出口流道的有效断面积，它通常与定子流道断面积相等，即F1=F2。然后作出u2=u1=uw，这样就可以作出w2、c2及2角，得到转子出口处的无冲击工况的速度三角形 。液流以绝对速度c2进入下一级定子，此时对定子无冲击条件必须是2=2k。2k为定子进口处叶片的结构角。这是无冲击工况的第二个条件。为使涡轮在某一转速nw下同时满足定子和转子的无

24、冲击条件，在设计涡轮的结构角时，应使转子和定子的进口无冲击工况处于同一转速。 二、涡轮内的能量转化规律涡轮的基本方程式 涡轮钻具内能量的转化与离心泵内能量的转化关系刚好相反，离心泵是把动力机输到泵轴上的机械能，通过泵转化成液体的液体能；而涡轮钻具则是将钻井泵输送来的钻井液的液体能，通过涡轮转化为涡轮轴上的机械能，带动钻头对外作机械功，破碎岩石。 因此，与离心泵的基本方程式的推导一样，只要了解了涡轮内液体的运动规律，利用第二章的液流动量矩原理就能推导出涡轮的基本方程。由于单位重量液体在涡轮进口处具有的能量比出口处高，两者之差就代表单位重量液体传给涡轮的能量(或压头)。 将液体在叶轮进口及出口处的

25、能量交换一下，即可将离心泵的基本方程改为涡轮的基 本方程式，即 Hh=1gu1c1cos1-u2c2cos2 （3-5）式中g重力加速度。 对于轴流涡轮(见图311)，c1cos1=c1u，c2cos2=c2u，且u1=u2，则单位重量液体传给涡轮的理论能量，即涡轮的基本方程式可改写为 Hh=1gu1c1u-u2c2u=ugc1u-c2u （3-6） 现把涡轮获得的机械能和液体传给涡轮的液体能联系起来，不考虑能量转化过程中的损失，从能量守恒可知 Mt=QzHh （3-7）式中Mt涡轮主轴的理论转矩; 涡轮主轴的角速度 Qz通过涡轮的液体总流量(输入流量)； Hb单位重量液体在涡轮中消耗 的总能

26、量或总压头； 液体的重度。 由式 (3 7) 知，涡轮从液体获得的理论转矩为 Mt=QyHh=Qzugc1u-c2u 考虑到u=R，则涡轮的理论转矩为 Mt=QzgRc1u-c2u (38) 式中 R涡轮的计算半径，R=D2=D1+D24 ，见图310。涡轮从液体获得的理论功率（即液体消耗的总功率）为 Nh=Mt=Qzguc1u-c2u (39) 式(36)、(38)、(39)中c1u和c2u分别表示涡轮进口与出口处的绝对速度c1和c2在圆周速度u方向的分速度。在上述各式讨论中没有考虑能量转化过程中的损失，且都是根据一级涡轮讨论的。当液体的能量很大，则可连续地通过多级结构相同的涡轮作功，使涡轮

27、钻具主轴产生更大的转矩和功率。当通过每级涡轮的工作液体流量相等时，则多级涡轮的转速与单级涡轮的转速应该是相同的。由于各级中液体的流动条件相同，液体的压力降也应相等，所以各级所产生的转矩和功率也是相等的。 多级涡轮的压头、转矩和功率可分别由下列公式表示 (310) 式中K涡轮的级数。 第三节 涡轮钻具的功率损失与效率 上面讨论的Hb、Mt、Nb都是涡轮内液体与涡轮之间的能量转化关系，这种转化是直接发生在液体与涡轮叶片之间。涡轮从液体获得的转矩、功率显然不等于涡轮钻具主轴上所能输出的有效转矩和功率。与其它水轮机样，在涡轮的工作过程中，涡轮钻具也存在三类损失：水力损失、容积损失和机械摩擦损失。 一、

28、水力损失 涡轮内的水力损失hs可分为冲击损失hch和摩擦损失hm两类，即 hs=hch+hm (3-11) 冲击损失是指进入叶轮的液流方向与叶片结构角不一致时，液流与叶片进口端发生冲击引起的能量损失。当涡轮在无冲击转速nw下工作时，这项损失接近于零。当涡轮的工作转速大于或小于无冲击转速nw，冲击损失都按抛物线规律增大，如图314所示。 摩擦损失取决于叶片结构、表面粗糙度和液体粘度等因素。为了减少摩擦损失，应设计合理的叶片断面形状，降低叶片表面粗糙度。摩擦损失的大小与液体在流道中的速度大小有关，当流量不变时，流道中的流速变化不大，此时，摩擦损失可视为常数，不随涡轮的转速而变，如图314中的水平线

29、所示。 摩擦损失的数值一般很小，而冲击损失在远离无冲击工况时往往达到很大的数值，因而 图 314 涡轮内的水力损失 图 315 涡轮中容积的损失hch是涡轮水力损失中的主要组成部分。 上述两类水力损失同时产生在涡轮的定子和转子中。由于水力损失的存在， 单位重量液体在涡轮中消耗的能量或消耗压头应等于传给涡轮的有效压头和水力损失之和，即 Hh=Hy+hs (312)涡轮钻具的水力效率是有效压头和消耗压头之比，即 (313) 二 容积损失 如图315所示，高压液体通过涡轮的总流量Qz，大部分进入涡轮流道作功，这部分流量称为有效流量，以Qy表示。另外有一小部分流量Q窜过定子和转子的径向间隙而漏失，不参

30、加能量转换。因此，流量是有效流量Qy与漏失量Q之和，即 Qz=Qy+Q (314) 涡轮钻具的容积效率为有效流量与总流量之比，即 (315) 现有的涡轮钻具，容积效率一般为09左右。 三、机械损失 涡轮钻具必须通过主轴才能带动钻头破碎岩石，而主轴又装在止推轴承、中部轴承和下部轴承上，同时还有密封高压液体的盘根装置，因此，主轴在旋转时要克服轴承和盘根的摩擦而耗费一定功率。另外，转子在旋转时与液体之间也要发生摩擦而耗费一定功率。这样，涡轮轴上实际输出功率Nch比涡轮从液体获得的有效功率Ny（或转化功率）要少一个机械损失功率值Nj。涡轮钻具的机械效率为输出功率Nch与有效功率Ny之比，即 j=Nch

31、Ny=NchNch+Nj （3-16） 涡轮钻具的输人功率，即液体所消耗的功率Nh为 Nh=QzHh=PQz （317）式中 P高压液体通过涡轮后的压力降。 涡轮钻具的总效率应是输出功率与输入功率之比，即 =NchNh=NchNyNyNh=iQyHyQzHh=ivs （318） 可见，涡轮钻具的总效率和其它水力机械一样，等于这三种效率的乘积。其中，水力 效率和容积效率之乘积时液体能在涡轮内转化为机械能时的效率，即NyNh。称这部分效率为有效效率或转化效率，以y表示。它表示了涡轮本身结构的完善程度。而机械效率则表示了涡轮钻具机械传动部分的完善程度，主要取决予轴承、密封盘根等处的结构和装配质量。

32、第四节 涡轮钻具的特性曲线 前面我们对涡轮钻县的转矩、压头和功率的基本方程式及涡轮钻具内部的损失进行了讨论，从理论上知道了涡轮钻具内部能量转换和能量损失的内在规律。涡轮钻具的特性曲 线，就是上述内部规律的外部体现。 涡轮钻具的特性曲线就是在坐标图上用曲线来表示的涡轮钻具主要技术参数之间的关系。具体的说，就是在一定排量下，涡轮的转速与涡轮的压头、转矩和功率之间的关系曲线。 涡轮钻具的特性曲线，是正确选择与合理使用涡轮钻具的重要依据。图 316 WZ255 涡轮钻具的特性曲线液体流量Q=45Ls；重度=11760Nm3 涡轮钻具的特性曲线，若是根据涡轮钻具的基本方程计算出来的，称为理论特性曲钱。一

33、般是通过实验得出的，并附在产品说明书中，称为实际特性曲线。图316所示为 WZ一255型涡轮钻具的特性曲线。Mn曲线是涡轮钻具最主要的特性曲线，它表示涡轮钻具主轴转速随转矩（即外载）而变化的规律，近似于一条斜直线。涡轮的转矩越大，则转速越低，当涡轮钻具主轴上没有负荷时，转速达到最大值，此时涡轮为空转工况。当涡轮钻具主轴上负荷增大时，涡轮转速则降低，当负荷增大到一定值时，涡轮主轴被制动不转，即M为最大时，N=0。此时称为制动工况。 Nchn、n曲线，表示涡轮主轴输出功率及效率随转速变化的规律。两条曲线均为抛物线。当n=0或n=nmax时, Nch或都为零。抛物线的顶点为涡轮主轴输出功率和效率的最大值，以Nmax、max表示。Nch=Nmax、=max时所对应的涡轮轴转速为最优工况转速，以nu表示。nu一般为空转工况时的最大转速nmax的一半。显然，使用涡轮钻具时尽可能在这个条件下工作。 Pn曲线，表示涡轮钻具内液体的压力降与转速的关系。因为液体在涡轮中的压力降p=Hh，可以把压力降缩小一比例(重度为一常数).该曲线就可转变为液体消耗压头或理论压头与转速的关系曲线。由图可见，P或Hh基本上不随转速的变化而变化。 从特性曲线可见，涡轮钻具主轴转速的变化直接影响涡轮钻具主要技术参数的变化，而 涡轮主轴上的转速又取