книги / Поршневые буровые насосы

Давно замечено, что цилиндровые втулки		быстрее		изнашива­
ются при твердости их зеркала меньше HRC		59	(700	кгс/мм2),
являющейся порогом, повышение	твердости	за	пределами		кото­
рого существенно увеличивает срок службы.		Максимальная			ста­
бильная твердость, достигаемая в настоящее		время в		массовом
производстве цилиндровых втулок,	равна HRC 67 (900			кгс/мм2).

Срок службы их увеличивается приблизительно в 5 раз по сравне­ нию со втулками HRC 59. Перспективно борирование (см.

табл. 7).

Чистота поверхности цилиндровых втулок не менее 8 класса достигается хонингованием или алмазным шлифованием их внут­ ренней рабочей поверхности. Ввиду допустимости значительного равномерного износа поверхности цилиндровых втулок с увеличе­ нием диаметра отверстия на 3 мм термическая обработка осуще­ ствляется на глубину не менее 3 мм с нагревом токами высокой частоты. Нижележащие слои металла термически обрабатываются до твердости НВ 290 (# = 290 кгс/мм2).

Достижению наибольшего ресурса, предусматриваемого кон­ структором, способствует создание условий для уменьшения изна­ шивания боковой поверхности и снижения усталостно-абразивного изнашивания поршневой резины в уплотняемом зазоре путем защиты от попадания абразива между поршнем и втулкой; пара­ лизации влияния попавшего абразива; смягчения вредного физико­ химического действия на материал поршневых колец нефти и дру­ гих веществ, содержащихся в промывочной жидкости (особенно агрессивных при повышенной температуре в массе жидкости и на трущейся поверхности), а также путем уменьшения нагрузок, дей­ ствующих на резину у уплотняемого зазора, обеспечения прочности граничного слоя смазки, достижения минимальных значений коэф­ фициента трения и температуры.

Расчеты ресурса резино-металлического поршня

В результате исследования закономерностей изнашивания при трении резины о шероховатые поверхности различного микрорелье­

фа установлена1 обобщенная степенная зависимость	величины
износа от давления:
/ - Л Р * ,	(46)

где / — износ резины; 1{— значение / при р= 1 кгс/см2; а — коэф­ фициент, зависящий от микрогеометрии поверхности.

Для абразивного изнашивания резины на	полотняной шкурке
с закрепленными абразивными зернами а= 1,0	. При трении резины

о различные поверхности с округлыми очертаниями шероховатости

1 К л и т е н и к Г С., Р а т н е р С. Б. Теория трения и износа. М., Изд-во АН СССР, 1965.

изнашивание носит усталостный характер, причем а=2-ь-5 (мак­

симально до 9).

Формула (46) при а=1,0 не противоречит зависимости, полу­ ченной 1 после многих, тщательно проведенных опытов и справед­ ливой для абразивного изнашивания

w = cwpls,

(47)

где w — объемный износ в см3; cw— коэффициент пропорциональ­

ности, определяемый экспериментально в см4/кгс;	р — давление
на поверхности трения в кгс/см2; 2s — суммарный	путь трения.

Для расчетов изнашивания боковой поверхности поршня коэф­ фициент cw должен определяться при трении резины об абразивно­ жидкостную прослойку.

Зависимость (47) при а= 1 дополняет формулу	(46), так как
включает еще одно переменное 2s, характеризующее	длину пути

трения.

Для расчета долговечности уплотнений, ведущим видом изна­

шивания которых

является усталостное

вырывание

материала,

выдавливаемого в зазор, в результате

исследования 2

получена

полуэмпирическая зависимость

1

c = p(nt)m

(48)

где

с—коэффициент

работоспособности

уплотнения;

р — пере­

пад давления в уплотнении в

кгс/см2; п — число

двойных

ходов

вытеснителя в

1 мин;

t — время

безотказной работы

уплотнения

(ресурс) в ч;

т — эмпирический

коэффициент

(1/т=0,33).

Величина nt=N/60, где, N — общее

число

циклов

нагружения

манжеты до ее повреждения.

для раз­

Коэффициент работоспособности с по тем же данным

личных видов уплотнений имеет следующие значения.

Манжеты

по ГОСТ 6969—51 ........................

2800

Манжеты по ГОСТ 14896-69 (МН5334—64

3600

до

1. 07.

71

г.) .

........................

Шевронные

манжеты по

ГОСТ 9041—59

3000

Кольца круглого сечения по ГОСТ 9833—61

2500

Зависимость (48)

и приведенные значения

величины

с спра­

ведливы для уплотнений, работающих на чистых жидкостях.

Сопоставляя выражение (48) с формулой (46), нетрудно обна­

ружить, что в обоих случаях величина

износа

пропорциональна

давлению в степени

k, где k — целое число. Для

уплотнительных

манжет k = m = 1/0,33= 3, что

можно

рассматривать

как

частное

1 X р у щ о в

М.

М.,

Б а б и ч е в

М.

А.

Абразивное

изнашивание. М.,

нзд-во «Наука», 1970.

В.

Уплотнительные

устройства. М.— Л.,

«Машинострое­

2 М а к а р о в

Г

ние»,

1966.

значение а из формулы (46), справедливое применительно к уп­ лотнениям, так как величина т = 3 находится в пределах а= 2 ч -5 г

действительных в общем случае,	к которому	относится фор­
мула (46).	и формулы	(46) подтверждает
Сопоставление выражения (48)

усталостный характер изнашивания уплотнительных манжет, на­ блюдающийся в форме вырывания резины в уплотняемом зазоре.

Наблюдениями установлено, что при давлении нагнетания про­ мывочной жидкости свыше 100 кгс/см2 основным видом изнашива­ ния резино-металлических поршней в буровых насосах является усталостно-абразивное изнашивание резины в уплотняемом зазоре. Время работы до отказа поршня по ГОСТ 11267—65 с учетом влия­

ния абразивов при этом определяется по формуле
c = k 0p(nt)°’* \	(49)
где с=400СН-6000 — коэффициент работоспособности	поршня

(с=6000 для поршней, тщательно изготовленных в лабораторных

условиях, с=4000 — при массовом выпуске на разных				заводах);
р — давление нагнетания	в кгс/см2;	п — число	двойных		ходов
поршня в 1 мин; t — время	работы до отказа поршня			в ч; k0—
общий коэффициент условий работы,		определяемый перемноже­
нием частных коэффициентов,
К =					(50)
где P \ t 2 — группа коэффициентов запасаработоспособности;
Qit 2 — коэффициенты, характеризующие влияние			качества		смен­

ных деталей; М1>2 и ТХ- 4 — коэффициенты, характеризующие соот­ ветственно влияние содержания абразивов и свойств промывоч­ ного раствора и конструктивных особенностей уплотнительных уст­ ройств.

Система коэффициентов P ,Q, М, Т охватывает наиболее су­ щественные факторы, влияющие на срок службы уплотнений.

Для правильного применения системы коэффициентов необхо­ димо обоснованно принимать в расчет частные коэффициенты в со­ четании с условиями, складывающимися в эксплуатации.

Значения частных коэффициентов и краткие замечания о ме­ тодах их определения приведены в табл. 10.

Влияние отдельных факторов определено по результатам экс­ периментов как отношение срока службы уплотнения, работающего под воздействием изучаемого фактора, к сроку службы в отсут­

ствие его проявлений при прочих равных	условиях. Указанные
в табл. 10 числовые значения большинства	коэффициентов уста­

новлены по результатам опубликованных работ.

Система коэффициентов и их значения не являются окончатель­ ными. С появлением новых усовершенствований уплотнительных устройств система может быть дополнена новыми коэффициента­ ми. Зависимости, определяющие величину коэффициентов, могут

Система коэффициентов для характеристики условий эксплуатации при расчете долговечности подвижных уплотнительных устройств поршневого бурового насоса

Группа	Частные	Обозначе­	Кратная характеристика и величина
факторов	коэффициенты	ние	частных коэффициентов

Запас работо­	Надежности	Pt
способности	материала
P = P iP 2

Степени ответ­	Рг
ственности

Качество смен­	Нефтетеплостой-	Qi
ных деталей	кости резины
Q=QIQ2

Для литых резино-металлических уп­ лотнений (Р = 1,0)

Для резино-металлических уплотне­ ний, изготовленных компрессионным методом (Р2= 1,3)

Для глубокого разведочного и экс­ плуатационного бурения (Р2—1,1)

Для структурного бурения (Р2 — 1,05)

Для геофизического бурения (Ра= 1»0)

При набухании в		нефти за	6 суток
при	70 °С не	более 5%	(Qi = 1,0)

При набухании в нефти за 6 суток при /=70°С не более 80% (1< < Q i< 1,5)

		Твердости соп­	Q.	При твердости Нм детали выше твер­
		ряженной с уп­		дости Иа абразива (Q2= 1,0)
		лотнением дета­			//
		ли		При
					1< - J - < 1,5 (<?» = 1,0-т-1,2)
					п м
				При	тг~~ > 1,5 (Q‘i~ 1,2)
					Нм
Свойства	про­	Вида очистки	Мх	При	работе на чистой воде (Мх=1,0)
мывочного	раст­
вора M=MiM2				При	гидроциклонной	очистке ( М ^
				= 1,18)
				При желобной очистке (Л^—1,93)
		Вида утяжели­	м 2	При применении гематита			или магне­
				тита (М2 = 1,12)
		теля		При применении барита		и	отсутствии
				зерен кварца в промывочной жид­
				кости (М2=1,0)

Группа факторов	Частные коэффи­	Обозначе­	Кратная характеристика и величина
	циенты	ние	частных коэффициентов

Конструктивные	Центрирования	Ту
особенности	и величины уп­
уплотнений	лотняемого за­
т = г 1г 2г 3г 4	зора

Распределения тг давления на поверхности

трения

Регулирования Т, уплотнения в

работе (для уплотнения што­ ка)

Защиты от	Т4
абразива

Для оптимального зазора больше раз­ мера зерен абразива ( ^ = 1,0)

Для увеличенных зазоров (в зависи­ мости от величины 1,0<Г<1,5)

Полное напряжение сжатия у уплот­ няемого зазора (Г2= 1,0)

Оптимальное распределение напряже­ ния сжатия у уплотняемого зазора (Г«=0в6)

Нерегулируемое уплотнение (Г3=1,0)

Регулируемое уплотнение с восстанов­ лением частично утраченной рабо­ тоспособности (Г3= 0,8)

Отсутствие защиты от абразива (7\.= = 1,0) *

Полная защита от абразива (Г4= 0,65 и ниже)

быть уточнены по данным теоретических и экспериментальных ис­ следований. Применение формулы (49) и системы коэффициентов наиболее эффективно для пересчетов долговечности поршней при изменении влияния одного-двух действующих факторов и извест­ ном неизменном значении остальных коэффициентов.

В качестве примера практического применения формулы (49) для расчетов можно привести следующие значения общего коэффициента условий работы.

1. Промывочный раствор па комовой глине, утяжеленный магнетитом или гематитом, температура до 80° С, УЩР, примесь нефти, очистка желобиая, 5—10% раздробленных зерен кварца — fco=2,3.

2.Те же условия, утяжелитель — барит — /го = 2,0.

3.Неутяжеленный промывочный раствор на бентонитовом глинопорошке,

гидроциклонная очистка, температура до 80е С, примесь нефти, нс более 5% раздробленных зерен кварца размером до 0,1 мм — fc0=l,25.

4. Водопроводная вода — ko= 1,0. Значения (/г/)0-33 приведены в табл. 11.

Формула (49) строго справедлива при неизменной величине зазора между цилиндровой втулкой и фланцем металлоарматуры поршня, что в первом приближении отвечает условиям эксплуата-

Значения (я/)0,33

			п, об/мин
/, ч	30	40	50	60	70
20	8,4	9,3	10,0	10,6	П ,2
30	9,6	10,6	11,5	12,2	12,8
40	10,6	11,7	12,6	13,4	14,1
50	11,5	12,6	13,6	14,4	15,2
60	12,2	13,4	14,4	15,3	16,1
70	12,8	14,1	15,2	16,1	17,0
80	13,4	14,7	15,9	16,9	17,8
90	13,9	15,3	16,5	17,5	18,5
100	14,4	15,9	17,1	18,2	19,1
200	18,2	20,0	21,5	22,9	24,1
300	20,8	22,9	24,7	26,2	27,1
400	22,9	25,2	27,1	28,8	30,4
500	24,7	27,1	29,2	31,0	32,7
600	26,2	28,9	31,1	33,0	34,8
700	27,6	30,4	32,7	34,8	36,6
800	28,9	31,7	34,2	36,3	38,3

ции, поскольку цилиндровые втулки, как правило, заменяют вслед­ ствие различных повреждений, наступающих прежде, чем диамет­

ральный износ достигает предельной величины.					запасных
По данным многолетних 'наблюдений за расходом
частей к насосам (см. рис. 1,6),		средний срок	службы		поршня
и цилиндровой втулки связаны	соотношением
^цв = Ицв^п. где хцв	-	/ с	\ 3	1
		1,7, t„ = ( —	)	— .
		Оптимальный режим
		эксплуатации поршня

Работа поршневого бурового насоса сопровождается изнаши­ ванием боковой поверхности эластичных поршневых колец при их трении в среде абразивосодержащей промывочной жидкости о ци­ линдровую втулку и усталостным вырыванием уплотнительной ре­ зины в зазоре между фланцем поршня и цилиндровой втулкой. Эти два процесса взаимосвязаны.

Благодаря высокой твердости Н = 1400-1-2000 кгс/мм2 длительно непритупляющихся выступов микрорельефа упрочненной, напри­ мер борированием поверхности, с которой взаимодействуют рези­ новые уплотнительные кольца поршня, цилиндровая втулка может рассматриваться как контртело с закрепленным абразивом.

При преобладающей роли абразивного изнашивания справед­

лива зависимость (47).

Путь, пройденный поршнем при действии давления нагнета­ ния в цилиндре определяется по формуле (29).

Подставляя результат (29) в уравнение (47), получаем
pt = RJn,	(51)
где р — давление нагнетания в кгс/см2; t — долговечность уплот­
нения в ч; R\ = w/I20scw— постоянная величина для	определен­
ной среды, типа, материала поршня и цилиндровой	втулки, ха­
рактеризующая предел сопротивления изнашиванию	поршневой

уплотнительной резины абразивной прослойкой и шероховатостя­ ми контртела; п — число двойных ходов поршня в 1 мин.

Если ведущим видом является абразивно-усталостное изнаши­ вание с вырыванием поршневой резины в уплотняемом зазоре при

наличии абразивно-жидкостной прослойки, то справедлива		зави­
симость (49).
Приводя выражение (49) к виду, аналогичному формуле (51),
получаем
р/0*33 = Я2/п0,33,		(52)
где р — давление нагнетания	в кгс/см2; t — долговечность	уплот­
нения; R2 = c/ko—постоянная	величина для определенных	условий

эксплуатации и типа поршня, характеризующая предел со­ противления усталостно-абразивному изнашиванию резины в уп­ лотняемом зазоре, причем влияние абразивной прослойки и шеро­

ховатостей контртела учитывается коэффициентом			ko; п — число
двойных ходов поршня в 1 мин.
В	системе безразмерных	логарифмических координат		In — ,
				*0
In —	уравнения (51) и (52)	изображаются прямыми		1,1 и 2Л
Ро	38).
(рис.			время, в те­
Точка А\ пересечения прямых 1.1 и 2.1 определяет

чение которого одновременно исчерпываются пределы сопротивле­ ния уплотнения поршня усталостному вырыванию резины в уплот­ няемом зазоре и истиранию боковой поверхности уплотнительных

колец при работе насоса с давлением нагнетания р\.			котором в
Точка	А\ характеризует оптимальный режим, при
данных	условиях эксплуатации общий	фонд работоспособности
поршня используется наиболее полно.
После того как число пх двойных ходов поршня в 1 мин				будет
уменьшено до величины п2, прямые,		изображающие	графически
уравнения (51) и (52), смещаются из положений 1.1 и 2.1				в поло­
жения соответственно 1 . 2 и 2 .2 .

Оптимальный режим характеризуется при этом точкой А2 сме^ щенной относительно точки А ь параллельно оси абсцисс. Ресурс при том же давлении нагнетания р\ увеличивается от t\ до t2 в соответствии с равенством

	ni		_ ii	(53)
	п2		12
При применении	насоса	с	большей длиной	хода si= 2 r\>s2=*
= 2г2 уменьшается	величина	коэффициента Ri		в уравнении (51),

которое изображается графически прямой 1.3, смещенной относи­

тельно прямой 1 . 2		в сторону начала координат.
				Оптимальный						режим
				эксплуатации					поршня
				(точка		А3)		в этих		усло­
				виях характеризуется дол­
				говечностью					U и	более
				высоким			давлением				на­
				гнетания pu.						нагне­
					При		давлении
				тания,				превосходящем
				оптимальную					величину,
				ведущим				видом		износа
				уплотнений					является		ус­
				талостно-абразивное							из­
				нашивание				резины		в	уп­
				лотняемом					зазоре.		При
				давлении				нагнетания			ни­
				же	оптимального					преоб­
				ладает		абразивное изна­
				шивание			боковой поверх­
Рис. 38.	График	для определения	опти­	ности		поршневых				уплот­
				нительных				колец.
мального	режима	одновременного износа
					Величина коэффициен­
поршня	по боковой поверхности (/ )		и в
опорной	части у	уплотняемого зазора	(2). тов		R[ и /?2,				постоянных
				для частных условий							экс­
плуатации, определяется экспериментально.

Соблюдение оптимальных размеров поршневых колец по длине, предупреждающее возникновение излишнего трения в опорной части поршневых колец, способствует повышению долговечности цилиндро-поршневой пары. Чрезмерное повышение температуры на поверхности резины при высоком давлении нагнетания 250 кгс/см2 и более предупреждается снижением числа двойных ходов поршня до 30—40 в 1 мин. Материал и размеры опорного кольца выбирают так, чтобы они отвечали условиям граничного трения и обеспечи­ вали максимальную долговечность цилиндро-поршневой группы.

Физико-механические свойства уплотнительной резины

Вопрос о том, какие физико-механические или иные показатели свойств резины определяют эксплуатационные качества подвиж­ ных уплотнений поршневого бурового насоса, в настоящее время недостаточно изучен. Абразивная износостойкость, по-видимому, не определяется однозначно прочностью или твердостью резины и оцениваются опытным путем, лучше всего на натурных образцах при их сравнительных испытаниях.

При выборе резиновых изделий для различных условий рабо­ ты можно руководствоваться данными табл. 12.

			Т а б л и ц а 12
Влияние среды	на эксплуатационные качества уплотнений из резины
		Рабочая среда—про­		Окружающая
		мывочная жидкость
				среда тран­
Теплостойкость резины				спортирование
			на водной	и монтаж при
		на угле­		температуре
		водородной	основе	минус 10—45 °С
		основе
Теплостойкая на основе синтетичес­
кого каучука		-н-	+	—
Морозостойкая	на основе натураль­
ного каучука		—	+ +	+
П р и м е ч а н и е .		Эксплуатационные	+ + высокие, -f средние,
— плохие.

Стандартизация размеров деталей цилиндро-поршневой группы

Цилиндро-поршневая группа бурового насоса состоит из ци­ линдровой втулки 1 (см. рис. 27) и работающего в ней поршня 2 двустороннего действия. Поршень перемещается поступательно внутри цилиндровой втулки в пределах между двумя крайними положениями, соответствующими мертвым точкам кривошипноползунного механизма. Расстояние 5 между двумя крайними по­ ложениями называется длиной хода поршня.

Длина хода поршня представляет собой один из наиболее характерных показателей, определяющих типоразмер поршневого насоса, и относится к основным величинам, регламентируемым государственными стандартами. Для длин хода поршня так же,

как и для мощностей, подач и давлений нагнетания поршневых насосов, оптимальным является ряд RIO по ГОСТ 8032—56 со зна­ менателем 0,8. Использование этого ряда позволяет предупредить излишнее расходование средств на освоение производства И эксплуатацию большого числа типоразмеров насосов, мало отли­

чающихся друг от	друга по длине хода поршня. В соответствии
с ГОСТ 12052—66	установлен следующий размерный ряд	длин
хода поршня (плунжера): 10; 12; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 60; 80;		100;

125; 160; 200; 250; 320; 400; 500 мм. Из них к поршневым буровым насосам по ГОСТ 6031—66 относятся размеры 250—320— 400—500 мм.

Для поршневых насосов общего применения по ГОСТ 12052—66 установлены следующие величины номинального диаметра порш­ ня, плунжера или штока: 6; 10; 12; 16; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 55: 60; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250;

280:320; 360; 400; 450; 500 мм.

Впоршневых буровых насосах по ГОСТ 6031—66 применяются

сменные поршни в интервале диаметров 110—210 мм (табл. 13),

					Т а б л и ц а 13
Диаметры цилиндровых втулок по рекомендациям
		Американского	нефтяного института
дюй			дюймы		мм
4	3/4	120,65	7	1/4	177,80
5	1/4	127,00	7		184,15
5		133,35	7	1/2	190,50
5	1/2	139,7	7	3/4	196,85
5	3/4	146,05	8	1/4	203,20
6	1/4	152,4	8		209,55
6		158,75	8	1/2	215,9
6	1/2	165,10	9	1/4	234,95
6	3/4	171,45

включая все размеры, оканчивающиеся на нуль. Предельные от­ клонения внутреннего диаметра цилиндровых втулок установлены по A4, наружного диаметра фланца стандартного поршня — по Ш4, чистота рабочей поверхности цилиндровых втулок не ниже V 8, твердость — не ниже HRC 60 после термической обработки на глубину не менее 2,5 мм с нагревом токами высокой частоты. За­ правочную фаску делают с обеих сторон по рис. 27

Лучший материал — сталь с повышенным содержанием угле­ рода и хрома в слоях, прилегающих к внутренней рабочей поверх­ ности, и среднеуглеродистая сталь — в остальной части попереч­ ного сечения. Способ изготовления — центробежная отливка. При повышенной коррозионной активности промывочного раствора ре­ комендуется сталь, содержащая никель.