книги / Поршневые буровые насосы

ав	70—85 кгс/мма
às	48 кгс/мм2
	14
ак	7

Сталь этого состава по свойствам отвечает условиям работы при многократном передеформировании на посадочной поверх­ ности.

Седло на прочность и деформацию рассчитывают на сжимаю­ щую нагрузку, возникающую на наружной конической поверхности, с целью предотвратить смятие поверхности гнезда клапанной коробки и осадку седла в гнезде под давлением нагнетания, действующим на закрытый клапан. Для повышения GS применяется объемная термическая обработка седел.

Величина диаметрального зазора между направляющей кресто­ виной тарелки и отверстием седла, а также между направляющим штоком и втулкой принимается равной 1,6 мм. Допускается увеличение зазора в процессе эксплуатации до 3 мм на диаметр.

Конусность седла в новых насосах принимается по ГОСТ

8583—57 равной 1		5 (конусность /С=2 tg <zc = 0,20000, угол конуса
2(хс= 11°25/1	угол	уклона ас = 5°42/38") ; в старых	насосах У8-3,
У8-4, 12Гр конусность равна двум дюймам на фут,			или / ( = 1 : 6
(конусность	К = 2 tg a c = 0,16667; угол конуса 2с1с = 90ЗГ38'/; угол

уклона ас = 4°45/49").

Точность размеров и правильность геометрической формы сопрягаемых конических поверхностей седла клапана и гнезда клапанной коробки проверяется парными калибрами: седло ка­ либром-кольцом, а гнездо калибром-пробкой, взаимно припасо­ ванными.

Для достижения необходимой в эксплуатации плотности по­ садки седла обязательно прилегание внутренней конической поверх­ ности гнезда клапанной коробки и наружной конической поверх­ ности седла клапана к соответствующему парному калибру по сплошном кольцу шириной не менее 20 мм, поверхности должны быть чистыми и сухими, без следов повреждении (А. С. Николич. Насосное оборудование нефтебуровых установок. М., ВНИИОЭНГ, 1968).

Г л а в а III

КОМПЕНСАТОРЫ НЕРАВНОМЕРНОСТИ ПОДАЧИ

ВЛИЯНИЕ НЕРАВНОМЕРНОСТИ ПОДАЧИ

И ДАВЛЕНИЯ НАГНЕТАНИЯ НА ПРОЦЕСС БУРЕНИЯ

Компенсаторы выполняют следующие четыре основные функции.

1.При установившемся режиме работы насоса компенсатор служит для преобразования неравномерного движения жидкости, вытесненной поршнями из насосных камер в нагнетательный кол­ лектор, в поток с меньшей степенью неравномерности в нагне­ тательном тракте буровой установки.

2.Всасывающий компенсатор или всасывающий воздушный колпак уменьшает неравномерность движения промывочной жид­ кости во всасывающем трубопроводе, увеличивает всасывающую способность насоса, повышает наполнение цилиндров насоса про­ мывочным раствором, поднимает величину подачи насоса, стаби­ лизирует подачу промывочной жидкости в нагнетательную маги­ страль, уменьшает вибрации всасывающего и нагнетательного трубопроводов.

3.Свойством компенсатора является его способность стабили­ зировать давление в насосных камерах при всасывающем и нагнетательном ходе поршня, чем достигается более равномерная нагрузка на конструктивные элементы насоса.

4.При переводе насоса с холостого на рабочий ход компен­ сатор выполняет функцию накопления потенциальной гидравли­ ческой энергии, необходимой для преодоления статического напряжения сдвига пормывочного раствора, находящегося в на­ гнетательном тракте буровой установки, страгивания и разгона колонны промывочного раствора внутри бурильных труб и в сква­ жине от нулевой скорости до скорости установившегося движения

где	Qcp — подача промывочной жидкости; /%■—площадь проход­
ного	сечения.
Транспортирование промывочной жидкости с значительными

периодическими изменениями скорости движения связано с неже­ лательными в процессе бурения явлениями. Появляется вибрация напорного бурового рукава и колонны бурильных труб в сква­

жине.	Циклические	изменения напряжений		в деталях	приводят
к их	усталостным	разрушениям.	Полезная	мощность,	которую
можно передать на		забой при	переменном	давлении,	меньше

мощности, передаваемой при постоянном давлении, кривая кото­ рого всеми своими точками ближе подходит к масимальному дав­ лению, допустимому по прочности труб, чем линия среднего дав­ ления неустановившегося движения, так как к наибольшему допу­ стимому давлению приближаются только максимумы кривой переменного давления, а ее минимумы существенно ниже.

При нестабильном потоке промывочной жидкости неравномерно вращается ротор турбобура и долото на забое скважины. Колеба­ ния угловой скорости ротора турбобура совпадают по частоте с пульсацией подачи насосов, возникающей от непостоянства ско­ рости и давления промывочной жидкости в проточной части турбобура и далее в скважине. Колебания давления обычно зату­ хают в скважине, но могут неблагоприятно отразиться на проч­ ности ее стенок, вызвать изменения напряжений и усталостные явления в слагающих их породах, растрескивание и обвалы не­ устойчивых стенок, уход промывочной жидкости в пористые породы с низким пластовым давлением заполняющей их жидкости и дру­ гие осложнения.

ДИАГРАММЫ МГНОВЕННОЙ ПОДАЧИ ЖИДКОСТИ ИЗ НАСОСНЫХ КАМЕР

Источником неравномерности движения промывочной жидкости, нагнетаемой поршневым буровым насосом, является неравномер­ ность движения поршня в цилиндре при вращении трансмиссион­ ного и коренного валов с практически постоянной угловой ско­

ростью.

Кривошипно-ползунный механизм с бесконечной длиной шатуна

( Яш= — = — = 0 ) сообщает поршню движение со скоростью, из*
V	Lш °°	)	(рис. 58, а), и ускорением, описываемым
меняющейся по синусоиде
косинусоидой		(рис. 58,6).	Кривая изменения скорости поршня при

отношении Ящ= — =0,225 (рис. 58, в) несколько отличается от

L>iu

синусоиды. Абсцисса максимума скорости не совпадает с углом

поворота коренного вала как У синусоиды, а отвечает

несколько меньшему его значению VQ^ax"'"0,3 ^ “7Г » соответствую­

щему нулевому значению ускорения (рис. 58, г). Величина макси­ мальной скорости несколько больше, чем при синусоидальном за­ коне изменения, т. е.

т;Х,=0,2-т-О,3		7jX=0	( 108)
max	^	шах
Наибольшее ускорение в	начале	всасывающего хода	поршня

в цилиндре одностороннего действия при конечной длине шатуна больше, чем при синусоидальном законе движения поршня, т. е.

Х=0,2-^0,3)ср=0 ^ (^тах)ф =0

(109)

Рис. 58. Кривые изменения скорости (а) и ускорения

(б) поршня в цилиндре насоса с кривошипно-ползуп- ным приводным механизмом для ?i=0; (в), (г) — для А,=0,225 при равномерном вращении коренного вала.

В конце хода всасывания и в начале хода нагнетания

К 7 х 0-2" 0-3),р=я < К 7 х г = о -

(П О )

Величина мгновенной подачи промывочной жидкости из опре­ деленной насосной камеры представляет собой произведение ско­ рости поршня на его площадь, т. е.

Q = vttFn.

(Ill)

Поскольку площадь F„ поршня постоянная, мгновенная подача изменяется пропорционально величине скорости поршня и может быть изображена на графике той же кривой, что и скорость (см. рис. 58, а, в), но в соответственно измененном масштабе.

Площадь, заключенная между кривой подачи и осью абсцисс, представляет собой объем жидкости, вытесняемой поршнем или всасываемой в насосную камеру при объемном коэффициенте т)о=1,0.

Так, для насоса с одним цилиндром одностороннего действия при А,=0 объем всасываемой и подаваемой жидкости за один

двойной	ход	поршня
	зо	зо
	п	п	я			я
=	| Qdt — j vFdt =		j* Fr sin <p		dt = Fr cos <p = 2Fr. (112)
Средняя величина подачи					Fr
		Qicp “		2Fr		(113)
				2K	3,14

Отношение максимальной подачи к средней

Qlmax Fr 3,14.

Qicp	Fr
	Jl
Отношение минимальной подачи к средней
	-^Ш!д = 0.	(114)
	Qicp

Для насосов .с числом цилиндров одностороннего действия больше двух кривую суммарной подачи получают сложением ординат кривых подачи отдельных цилиндров. Кривые мгновенной подачи, относящиеся к отдельным насосным камерам многоци­ линдрового насоса, смещены по оси абсцисс относительно друг друга на угол сро, соответствующий смещению кривошипов на ко­ ренном валу

<Po* = — .	(П5)
где г — число цилиндров.	цилиндров односто­
Кривые суммарной подачи жидкости из

роннего действия при числе цилиндров насоса z=2^-6 для шатуна

бесконечной	длины (Лш = 0) по своему	виду существенно	отли­
чаются от	аналогичных кривых для	шатуна конечной	длины

(Лш= 0,225), нанесенных на рис. 59 соответственно слева и справа. Для насоса с двумя цилиндрами одностороннего действия при Яш=0 подача жидкости за один двойной ход поршня характери­

зуется следующими параметрами:
зо	30		30
Я	л		л
Wo = 2 j Qdt =	2 (	vFdt = 2 \ Fr sin Ф		dt = 2Fr cos <p = 4 Fr, (116)
				dt
		@2cp	4Fr	Fr	(H7)
			2я	1,57 ’

(119)

/

Z=J

о

/

?=ï

о

		Г“ р~1	; ■Г~ ■ 1 _ 1
		i	!		1
	■v		I		i
					V*
	г\	\	/	\
					/ \ : / \
	)<	\	k/i 1Vi 1Y
	/\
		N !	/\1		1/!\

Рис. 59. Диаграммы подачи для насосов с двумя — шестью цилиндрами одностороннего действия.

А. равно: а — 0; б — 0.225.

Для насоса с тремя	цилиндрами		одностороннего действия
получаем:	ш3 = 6Fr,
			(120)
О =	—	= F —	Fr
			( 121)
Узср	2л	я	1,05

			Q3max	=	— И—		=	1,05,
			Q3CP		Fr/1,05
			Qamin	_	Fr sin 60°		_ Q g|				(123)
			Q3cp	”	Л/1,05
Результаты		вычислений для				1—7		цилиндров	одностороннего
действия	при Яш=0		и Яш = 0,225 помещены в табл. 18.
									Т а б л и ц а		18
Отношение	максимальной и минимальной подач к средней для насосов с цилиндрами
одностороннего действия при бесконечной (Яш =							0) и конечной (Яш =			0,225)	длине
					шатуна
						Число цилиндров
Показатель		1		2		3		4	5	6	7
ю
см
2 -		3 , 1 4		1 , 5 7		1 , 0 5		1 , н	1 , 0 2	1 , 0 5	1 , 0 2
il ^		0		0		0 , 9 1		0 , 7 9	0 , 9 6	0 , 9 1	0 , 9 8
J
1		3 , 2 2		1 , 6 1		1 , 1 0		1 , 1 2	1 , 0 3	1 , 0 6	1 , 0 2
		0	0			0 , 8 0		0 , 7 9	0 , 9 9	0 , 9 1	0 , 9 7
i
П р и м е ч а н и е .		«Г, =	Q. т а х /<Зср;		'Г, =	Q. mln/Qcp
Средняя величина подачи за оборот
				QcP =		Q a ^ .					(124)
где Qi — подача из			одного		цилиндра;			z — число цилиндров.
При Qi = l,0 средняя подача
					QcP = v -						025)

Формулы (124) и (125) справедливы как для приводного меха­ низма с Яш = 0, так и с Яш^О.

Площадь на диаграмме, заключенная между линией средней подачи и расположенной выше кривой мгновенной подачи, пред­ ставляет собой объем избыточной подачи, а площадь, заключенная между линией средней подачи и расположенной ниже кривой мгновенной подачи, представляет собой объем жидкости, недо­ данной цилиндрами насоса.

Сумма объемов избыточной подачи за один оборот коренного вала равна сумме объемов жидкости, недоданной цилиндрами за тот же период.

В табл. 19, данные которой приведены с точностью, достаточ­ ной для практических целей, отношение гриппах (графы 2 и 3, верхняя строка) максимальной суммарной подачи к максимальной подаче одного цилиндра изменяется в пределах от 1,0 для насо-

Предельное отклонение скорости и ускорения суммарного потока для насосов с цилиндрами одностороннего действия при Хш = 0 и Хш = 0,225

Число цилиндров

1

1

1

о

£à

Q

о

л

с

О

£

о

71

ч* _		_ (^тах)сум
с'1 IIIÜX		( ^тахЬцил
\г	V lmln	_ ( ^гпш)сум
		( ^тахНцнл
В* II о		\ и = 0.225
	2	3
1,0		1,03
0		0
1,0		1,03
0		0
1,0		1,05
0,87		0,76

1.411,42

1,0 1,0

1,62	1,63
1,53	1,49
2,0	2,02
1,74	1,74
2,27	2,27
2,18	2,16

( атах)сум

ч'/1 т , г — £/1тах

( атах)1цил

( a m i n ) c y M

1a 1min

	( атах)щ ил
\ н = °	\ и = 0.225
4	5
1,0	1,235
1,0	0,765
1,0	1,235
1,0	0,765
0,5	0,62
0,5	0,62
1,0	1.0
1,0	1,0
0,5	0,62
0,5	0,62
1,0	1,0
1,0	1,0
0,5	0,62
0,5	0,62

сов с 1—3	цилиндрами до	2,27 для семицилиндровых насосов,
а отношение	ф^иии (графы	2 и 3, нижняя строка) минимальной

суммарной подачи к максимальной подаче одного цилиндра из­ меняется от 0 для насосов с 1—2 цилиндрами до 2,18 для семи­ цилиндровых насосов.

Кривые ускорений потока жидкости из одного цилиндра и суммарного потока из всех цилиндров одностороннего действия в общий нагнетательный коллектор насоса при числе его цилинд­

ров z = 2—6 нанесены на графике (рис.	60).	(графы 4 и	5), свиде­
Показатели, помещенные в табл.	19
тельствуют о том, что в насосах с	четным числом		цилиндров
(при 2 ^ 2 ) максимальное и минимальное		ускорение	суммарного

потока жидкости остается равным ускорению потока для одного цилиндра, т. е. увеличение числа цилиндров не изменяет величину ускорения.

При нечетном числе цилиндров (при z > \ ) ускорение суммар­ ного потока вдвое меньше, чем для одного цилиндра, и с увели­ чением числа цилиндров не уменьшается.

Z‘Z

Рис. 60. Диаграммы ускорений суммарного пото­ ка жидкости для насосов с двумя-шестыо ци­ линдрами одностороннего действия.

К равно: а — 0; б — 0,225.

Поршневые буровые насосы с цилиндрами двустороннего дей­ ствия известны одно-, двух- и трехцилиндрозые. Из них одноци­ линдровые выпускаются только прямодействующие гидропривод-

ные, величина подачи которых определяется подачей силового насоса и не изменяется на протяжении хода поршня, так как силовые насосы применяются с равномерной подачей.

Приводные насосы с одним цилиндром двустороннего действия в бурении не применяются из-за чрезмерной пульсации их подачи (Qmax/Qcp= 1,61; Qmin/Qcp=0), дважды за 1 оборот коренного вала обращающейся в нуль и достигающей максимума.

чтх

Рис. 61. Диаграммы мгновенной подачи жидкости для насоса с двумя цилинд­ рами двустороннего действия при различных отношениях,

в-dm/Dn: / — 0,325: 2 — 0,342; 3 — 0,361; 4 — 0,383; 5 — 0,406; 5 — 0,433; 7 — 0.465; 8 — 0,5; S — 0,542; 10— 0,591.

Максимальное ускорение суммарного потока всасываемой и нагнетаемой жидкости трехцилиндрового насоса вдвое меньше, чем четырех- и одноцилиндрового.

Приводимые ниже данные позволяют рассчитать газовый компенсатор для насоса любого типа. Однако подробно рассмат­ ривается насос с двумя цилиндрами двустороннего действия. На рис. 61 изображены диграммы мгновенной подачи жидкости из нагнетательных камер насоса с двумя цилиндрами двустороннего действия со сменными цилиндровыми втулками десяти размеров при постоянном диаметре штока (Dmax= 200 мм, Dmin=110 мм, d = 65 мм).

Пунктиром показаны отдельные диаграммы подачи жидкости из четырех насосных камер при минимальном диаметре цилиндро-

170