§ 5. Компенсаторы

Компенсаторы на нагнетательной линии предназначены для уменьшения колебания давления, вызванного неравномерностью подачи промывочной жидкости. Их устанавливают на выкидной

283

линии насоса в непосредственной близости от нагнетательных кла­панов.

Воздушный колпак на всасывающей линии служит для улучше­ния процесса всасывания. При небольшой длине всасывающей ли­нии или работе с подпором в буровых насосах воздушные колпаки на всасывающей линии не применяют.

Рис. ХП-5. Схемы компенсаторов буровых насосов.

а — со свободным воздухом; б — диафрагмовый тупиковый; в — диа-

фрагмовый шаровой; в — диафрагмовьгй проточный; д — клапанный

тупиковый. I — корпус; 2 — диафрагма; з — перфорированная труба;

4 — манометр; 5 — клапан; б — пружина.

Существует несколько конструкций нагнетательных компенса­торов (рис. ХП-5).

Простейшие компенсаторы со «свободным» воздухом (рис. ХП-5, а) имеют большие габариты и при высоких давлениях их не применяют.

Более компактны диафрагмовые тупиковые компенсаторы цилин­дрические с перфорированной трубкой (рис. ХП-5, б) и шаровые (рис. ХП-5, б) или проточные (рис. ХП-5, г).

В диафрагмовом компенсаторе его объем разделен на две части, в одну из которых нагнетается сжатый азот или воздух.

Клапанный компенсатор (рис. ХП-5, д} с предварительной на­качкой газа более прост по конструкции, чем диафрагмовый.

Если давление в нагнетательной линии меньше, чем давление сжатого газа, то диафрагма прижимается к перфорированной трубе

284

или выходное отверстие закрывается клапаном. Обычно давление сжатого газа, нагнетаемого в камеру колпака, составляет 20 — 80% от минимального давления на выкиде насоса. При остановке насосэ промывочная жидкость удаляется из колпака под давлением газа, находящегося в камере, что исключает возможность скопления отло­жений шлама внутри корпуса. На компенсаторе устанавливают мано­метр и вентиль для нагнетания сжатого газа.

Воздушные компенсаторы на всасывающей линии применяют поточные или тупиковые. Наиболее удобно располагать всасыва­ющие компенсаторы между цилиндрами бурового насоса. Так как на всасывающей линии давление низкое, компенсаторы применяются только со свободным воздухом.

§ 6. Расчет бурового насоса

При проектировании насос рассчитывается по номинальным параметрам — гидравлической мощности N_T и наи­большему постоянному давлению р_тлх, заданным как исходные величины размерным рядом.

Насос эксплуатируется при различных давлениях, отличающихся от номинального. При проверочном расчете, исходя из данных геолого-технического наряда конкретной скважины в за­висимости от расхода жидкости по интервалам бурения, подсчиты­ваются фактические давления, изменяющиеся постепенно с углубле­нием скнажины или скачком.при замене цилиндровых втулок. Анализ проектных или фактических данных проводки скважин позволяет определить действительный режим нагрузки узлов насосов, коэф­фициенты эквивалентности нагрузок и время работы деталей, при­веденные к номинальному давлению и номинальной скорости вра­щения вала.

Основные соотношения Из формулы гидравлической мощности

определяется производительность Q при номинальном давлении, а затем теоретическая производительность

где а — коэффициент подачи, принимаемый для расчета равным 0,9-Задавшись диаметром штока поршня и вычислив площадь его сечения / из формулы

по принятому числу цилиндров z и средней скорости поршня У_ср, которая обычно равна 0,9 — 0,95 м/сек, определяют площадь наи­меньшего поршня F_miti.

285

Полученный размер округляется до ближайшего по принятому ряду диамеров поршней.

По заданной длине хода поршня S (пределы ее для насосов 350 — 450 мм) номинальное число двойных ходов в секунду п опре­деляется из формулы средней скорости

v_cri = 2Sn. (ХН-4)

Гидравлический расчет насоса. Гидравличе­ский расчет включает в себя: 1) построение графиков мгновенной подачи; 2) определение допустимой высоты всасывания; 3) расчет клапанов; 4) определение объемов компенсаторов (колпаков),

Графики подачи строятся с помощью формулы

sn ф-т- /-VTT с\

v — tor — ¹-^L4-^t- , (XII-5)

^ '

Рис. ХП-6. Кривошипво-шатунный механизм, приче м

7"

Sin р —"Т" ³^^П Ф'

где V — скорость поршня; остальные обозначения приведены на

рис. ХП-6. Мгновенная подача жидкости одним цилиндром при ходе от вала

3D ^{= vF}D^a- (ХП-6)

Здесь F_D—длошадь поршня при диаметре втулки D;

а — коэффициент подачи. При ходе к валу

(ХИ-7)

где / — площадь сечения штока.

Суммарная мгновенная подача в общий трубопровод

?в = <& + £>• (ХП-8)

На рис. ХИ-7 показан график подачи для двух размеров втулок. В другом масштабе он представляет собой также график скоростей жидкости в общем трубопроводе.

Средняя производительность насоса для втулок различного диаметра определяется по формуле

Q_D = 2(2F_D-f)Sva, (ХН-9)

28fi

Исходя из принятой гидравлической мощности, определяются допустимые давления для втулок различного диаметра

(ХН-10)

D

Q

Во всасывающем трубопроводе от приемной сетки до цилиндров расходы и скорости жидкости отличаются от таковых же для нагне­тательных трубопроводов на величину утечек и объема воздуха и газа, учитываемую коэффициентом подачи а.

Лри 1) =

⁵

50,1

^.-При Р=130пм

Ъср

\

19, В

'с

О 30 60 90 180 270 360

Угол поворота кривошипа f

Рис. XI1-7. График производительности бурового насоса.

Скорость во всасывающей трубе до воздушного колпака, при­нимаемая постоянной,

„• _ qd

(ХП-И)

aF',

где F'z — площадь сечепия всасывающей трубы до колпака.

После воздушного колпака поток разветвляется и движется с переменной скоростью

v,d = -^ , (XIM2)

аГ_ъ

где F"_B — площадь сечения канала на рассматриваемом участке

подвода к цилиндру. Ускорение поршня

или приолиженно

а = ш² г ( cos q> -j- у cos 2cp) .

(XIH4)

287

Максимальное ускорение жидкости в любом сечении всасывающего трубопровода на участках разветвления потока по камерам

. (ХП-15)

Определение допустимой высоты всасывания Давление жидкости у поршня

А, = А - ДА*, - ^АЛ, - АД,* ^ Р#^ял - Р -j- , (ХП-16) где ]э_а — атмосферное давление;

р — плотность жидкости; Др_и,_в — гидравлические потери давления во всасывающем трубо-

проводе,

A/J_K1 — потери во всасывающем клапане; Ар_ип — инерционный перепад давления; Н_я — высота всасывания.

Расчетное условие для начала хода всасывания

PgH,^Pi — Pt — bP»*—bP**—bP*v (XIM7)

где ^ —упругость паров жидкости при температуре t.

13се переменные величины относятся к началу хода всасывания.

В этот момент скорость на участке колпак — поршень равна нулю, поэтому h_№B определяется только для участка от приемного резервуара до колпака:

Лр;,, = АК + АД.. (ХП-18)

где А// — линейные потери давления; Л/^ — местные потери.

Критерий Рейнольдса при структурном режиме течения глини­стого раствора в трубе диаметра d

₄

где т\, — структурная вязкость глинистого раствора; т₀— динамическое напряжение сдвига.

Для всасывающей трубы бурового насоса обычно -^- >1 , поэтому приближенно

Re*^-^-. (XII-20)

^то

При структурном режиме коэффициент гидравлического сопро­тивления

* =

283

Формулу Дарси-Вейсбаха

A/V-^pf (XI1-22)

теперь представим так:

Д^^5,33т₀1, (XI1-23)

где L = ~-j—относительная (к диаметру) длина трубы.

Если длина всасывающей трубы до колпака равна G .". а диа­метр трубы «^ 0,3 ,и; L^f 20.

При т₀ = 10 н,'м* Д/>; ^ 0,001 Л/к -к^а.

Поэтому линейными потерями можно пренебречь.

Местные потери давления

ax*=q:£)py' ix U-24)

^ГД° ^j £—сумма коэффициентов местных сопротивлении.

Инерционный перепад давления для участка колпак — поршень по формуле

Д/^рЬХ.и.х-р - (ХП-25)

* I!

вычисляется для всех размеров втулок применительно к обеим ра­бочим камерам цилиндра. Максимум перепада относится к началу хода всасывания.

Перепад давления Д/>_К1 в открываемом клапане определяется из условия равновесия:

Др„/с = й(/.-/_в)-г(? + Л₀+1Я_ва_ж; а, = «„,„£. (ХП-26)

/с

Б расчете на начало парообразования давление над клапаном принимается равным упругости паров жидкости р%~р/.

Здесь /_к, /_о — соответственно площадь верхней и ншь-Heii ом!.ша-

емой поверхности клапана; G— вес клапана в жидкости;

J1_Q — усилие пружины в закрытом положении клапана; т_к—масса клапана. При подстановке чисел получаем

1±_Ркл = а^ЬР. '(ХП-27)

С помощью этой формулы вычисляются потери в клапанах для вту­лок всех диаметров.

Расчет клапанов предусматривает определение его размеров и натяжения пружины.

За критерий износоустойчивости буровых клапанов принята величина произведения п/г_шах, где п — число двойных ходов поршня в секунду, а й_шах — наибольшая высота подъема клапана в мм.

19 ;:аназ 1015. 1*89

Опыт эксплуатации насосов показал, что достаточный срок службы пары «тарелка — седло» при работе со втулками более рас­пространенного диаметра (D я=* 0,8/)_шак) обеспечивается при

nh.

20 мм'сек.

(ХП-28)

При максимальной производительности значение и/&_тах может достигать 21—23 ммIсек при удовлетворительной работе клапана.

Элементарная теория движения тарелки клапана дает приближен­ное выражение

(XII-29)

h =

mat

Jiro2_Kjr COS «

/2 ^ ' Г р

где со —угловая скорость коренного вала; г —радиус кривошипа;

F' — расчетная площадь поршня (D ^0,8.О_шах); <^_кл—диаметр клапана;

и — угол наклона образующей конической посадочной поверх­ности;

|i — коэффициент расхода жидкости, определяемой по опыт­ному графику (рис. X1I-8).

и i f-r\ /YTI ЧПЧ

[i — j \J-)- ^-A-ll-oU^

В зависимости от безразмерного параметра

где /_с — площадь проходного сечения седла.

Д ля улучшения всасывающей способности и увеличения к. п. д. насоса перепад давления Др в клапане должен быть небольшим. _1 Для расчета принимают

.*£. =. 30 ч-100 м*'сек*. (ХП-31)

Рис. XII-8. К расчету клапана.

a — зависимость коэффициента расхода

от безразмерного параметра х; б — сечение

клапана.

Большие перепады назначают­ся при использовании подпорного насоса, покрывающего потери в клапане.

Ширина поверхности соприкос­новения резино-металлических по­верхностей клапана

(0,1 ч-0,2К,

откуда

290

(ХП-32)

Формулы (XII-28) — (XII-32) представляют замкнутую систему для определения неизвестных величин /t_irjai, d_KI, /_u.

Усилие пружины в верхнем положении клапана Л_и,_ах связано с расчетным перепадом давления в щели клапана приближенным равенством

др/₀-е + л_ши. (XI i-зз)

Жесткость пружины С выбирается так, чтобы сила пружины, действующая на закрытый клапан, равнялась 80— 85% от силы R_m,_AX.

С = *£sizi*o ₌ (0,15 ч- 0,20) -^ . (ХТТ-34)

^тах ™max

Ограничение подъема клапана обычно принимается равным 1,5/w

Расчет компенсаторов

В воздушном компенсаторе при работе насоса происходит рас­ширение и сжатие газа с изменением давления, характеризуемым •степенью неравномерности

_{б =} Ршат— ЛпШ _t (XII-35)

где р_шяу, p_min и р— максимальное, минимальное и среднее¹ давле­ния в компенсаторе в течение одного оборота кривошипного вала.

С одной стороны, объем газовой подушки определяется согласно статической теории действия воздушных колпаков:

V_U = -~FS. (XII-36)

Здесь б — степень неравномерности давления, принимаемая равной

0,03-0,06; Л" — коэффициент избыточного объема, определяемый по гра-

фику подачи; F и S — площадь поршня и длина хода.

С другой стороны, изменение объема газовой подушки, имеющей некоторый объем F₀ при давлении р₀, приближенно следует закону изотермы:

Приравнивая (XII-36) и (XII-37), получим

V₀ = ~FS-^-. (XII-38)

о Ро

Наибольший объем F₀ соответствует цилиндровым втулкам наи­меньшего размера.

Для уменьшения объема компенсатора выгодно увеличивать начальное давление р₀. Однако при гидравлическом сопротивлении

19* 291

в циркуляционной системе, меньшем чем р₀, компенсатор с раздели­тельной диафрагмой автоматически выключается, так как увеличение объема газовой подушки ограничено металлическим корпусом компен­сатора.

Объем компенсатора без предварительной накачки определяются по той же формуле (ХП-38), причем р_й принимается равным атмо­сферному давлению.

Усилия и крутящие моменты в узлах приводной части

Вследствие того, что буровые насосы тихоходные, инерционные силы, возникающие в процессе возвратно-поступательного движения масс, при расчете приводной части не учитываются.

Сила, действующая на шток поршня, рассчитывается по давле­нию жидкости на поршень, трению поршня о стенки цилиндровой втулки и трению в сальнике.

При ходе поршня от вала сила сжатия штока

р =, - р (F -_г nDl_Lfj_ + я<ад, (ХН-39)

где D —диаметр цилиндровой втулки;

Z_t — длина манжеты поршня; d, I — диаметр и длина уплотнения штока; /! — коэффициент трения между резиновым поршнем н цилин-

дровой втулкой; /₂ — коэффициент трения уплотнения но штоку (0,004—0,035);

При р=1ЪМн'м* /! = 0,04-^0,10.

При р -^ 32 mh-'m^z /_г = 0,02 ч- 0,05.

Коэффициенты трения изменяются в зависимости от скорости поршня. С увеличением скорости к середине хода поршня трение минимально. Для приближенного расчета поршневого усилия сле­дует принимать средние значения /, и /₂.

Усилие, растягивающее шток при ходе поршня к валу:

P-P\\(F — f} -\-*Dli1i f я<й/₂]. (ХП-40)

Формулы (ХП-39) и (ХП-40) составлены при следующих упро­щениях:

1) давления по обе стороны поршня считаются постоянными (пульсации давления отсутствуют);

2) гидравлические потери в клапанах, в подводящих и отводящих каналах не учитываются.

Условие равновесия ползуна (см. рис. XII-6):

S cos р = Р ± (С_л + S sin Р) /₃, (XII-41 )

где С_л — вес ползуна и ¹/₃ веса шатуна;

/з — коэффициент трения накладок ползуна о направляющие станины; при обильной смазке /₃ — 0,08 -е-0,1.

292

Угол между осью ползуна и шатуна определяется из теоремы синусов:

sin 0= у sin a. (XI1-42)

Из (XII-41) получим усилие, действующее вдоль шатуна

S = ^Р_Я^±С/* _к . (ХП-43)

cos р—/з sin р ^v '

При ходе от вала (я <|а -<2л), когда Р <^ 0, а сила трения G₁₍/₃ берется со знаком минус, шатун сжат. При ходе поршня к валу шатун растянут.

Направление вращения выбирается таким, чтобы вертикальная составляющая усилия в шатуне S sin P и сила тяжести ползуна G_n действовали согласно вниз, прижимая ползун к нижней, хорошо смазываемой направляющей.

Окружное усилие, действующее па шатун со стороны коренного-вала,

r-Ssin(<H --P) (XII-44)

не меняет своего знака в течение всего оборота вала.

Формулы (XII-43) и (XII-44) показывают, что во время уменьше­ния давления жидкости возрастает доля усилия fa следовательно, и мощности) на преодоление трения в узле ползуна, в результате чего уменьшается механический к, п. д. насоса при неполной его-загрузке.

Крутящий момент и приводная мощность на трансмиссионном валу равны

^Л/' ⁼ ^ПГ; Л^г_т^/_тсо_т, (ХП-45)

ЧпЧз

где i]_n — к. п. д. подшипников (—0,98);

% — к. п. д. зубчатой передачи (—0,98);

ш_т — угловая скорость трансмиссионного вала.

График приводной мощности подобен графику мгновенной подачи насоса (рис. ХП-9) и отличается от него только масштабом.

Среднеинтегральное значение мощности на трансмиссионном валу соответствует номинальной приводной мощности N.

Общий к. п. д. насоса

4 = -^. (ХП-46)

Для расчета валов и подшипников строятся графики опорных реакций. По максимальным -Д_тат и минимальным /?_min их значениям приближенно вычисляются эквивалентные (для опор) нагрузки:

w~Z№

т»х ^ "ml.. _ (ХП-47)

График приводной мощности используется при определении коэффициента неравномерности хода насоса по формуле

где MD^Z — маховой момент всех вращающихся масс, приведенных

Н • Л*²

к коренному валу, в - ^- .

тг— скорость вращения коренного вала в об/ сек;

А — избыточная работа на участке от абсолютного мини-

мума скорости (точка а на рис. XII-9) до абсолютного

максимума скорости (точка б).

и я

Угол поворота коренного Вала у>

Рис. ХП-9. График изменения мгновенной приводной мощности насоса.

Расчет на прочность узлов насоса

В гидравлической части на прочность рассчитывают цилиндры, крышки цилиндров и клапанных камер, штоки, крепление поршня, тарелки клапанов, пружины и др.

Гидравлическая коробка рассчитывается на внутреннее давление, в 1,5 раза превышающее номинальное (при наименьших размерах втулки). Тем самым учитывается возможность значительных коле­баний давления жидкости.

Цилиндрические стенки цилиндров и клапанных камер опреде­ляются по формуле

где р — наибольшее внутреннее давление; [а] — допускаемое напряжение растяжения.

Крышки клапанных камер и цилиндров, тарелки клапанов рас­считываются как равномерно нагруженные пластины, опертые по краям, а шпильки крышек — на усилие с предварительной их за­тяжкой, необходимой для деформации уплотняющей прокладки. Крепление сальников рассчитывается на усилие затяжки и силу трения штока о набивку.

При расчете поршневого штока на продольный изгиб под дей­ствием силы, определяемой по формуле (XII-39), необходимо учи-

294

тывать как самостоятельный продольный изгиб тонкого полуштока» так и всего составного штока в целом. При этом можно считать, что конец контрштока защемлен в ползуне, а поршневой конец свободен, так как поддерживается упругой радиальной опорой. Влияние сальника не учитывается.

Шток на растяжение следует проверять с учетом концентрации; напряжений, рассчитывать его на усталость не надо, так как он изнашивается.

Валы насоса рассчитываются на усталостную прочность при комбинированном действии кручения и изгиба при переменных нагрузках.

Во время посадки шестерни на трансмиссионный вал по удель­ному давлению при наименьшем натяге и соответствующей силе трения, соответствующей начальному моменту смещения (коэффи­циент трения — '0,35), проверяется надежность посадки при действии максимального крутящего момента и осевого усилия от косозубой передачи.

Для выбора коэффициента неравномерности нагрузки т) при расчете зубчатых передач служит график изменения передаваемой мощности {при номинальном давлении в цилиндрах). Этот график заменяется ступенчатым с некоторым числом i участков, так что-

(ХП-50>

•**

где ^. — длительность участка в долях от периода цикла.

Поскольку обычно подшипники для опор валов подбираются no-конструктивным соображениям, то при их расчете определяется теоретическая долговечность во время действия эквивалентных на­грузок от номинального давления в цилиндре.

Расчетная угловая скорость в подшипниках ползуна (см> рис. ХП-6)

ship = — sin ф; дифференцируем обе части равенства по времени:

(up COS (i = <В у COS ф,

/ dU\

где (о, — мгновенная угловая скорость шатуна (^"""лГГ»

г fcos ф

_ч --, -- -.

? I COS (i

Для расчета берется максимальное значение скорости

(Ы-о = т^ш- (ХП-51)

295

7. Гидравлическая характеристика Q — р бурового насоса

При постоянной средней скорости вращения приводного вала производительность Q поршневого насоса почти постоянна, несколько уменьшаясь при высоких противодавлениях р из-за утечек жидкости (рис. ХП-10, а).

Характеристика Q — р при ступенчатом изменении скорости вращения вала насоса представляется семейством линий, парал­лельных оси давлений (рис. ХП-10, б).

Рис. ХП-10/ Гидравлические характеристики Q — р бурового насоса.

При постепенном снижении скорости от n_max до n_min возможные режимы работы насоса на плоскости Q — р ограничиваются сверху линией предельной характеристики (рис. ХП-10, в).

Форма предельной характеристики может быть различной в за­висимости от фактора, определяющего допустимое давление в на­сосе. Когда таким фактором является прочность нагнетательной си­стемы или прочность приводного механизма, предельная характери­стика представляется горизонтальной линией (рис. ХП-10, г).

Если же лимитирует мощность привода, то линия предельной характеристики воспроизводит внешнюю характеристику М — со привода. Это следует из условия

Qp = Л/со п,

где р—избыточное давление (над атмосферным); т|— к. п. д. насоса.

Как видно, при неизменном к. п. д. крутящий момент двигателя пропорционален давлению жидкости в насосе. Характеристика пре­дельного давления у насоса с приводом от двигателей внутреннего сгорания представлена на рис. ХП-10, в, а с приводом от асинхрон-

29(1

ного электродвигателя — на рис. XII-10, д. Опрокидывание электро­двигателя происходит при давлениях, Значительно превышающих предельное давление р_тах. Поэтому левая часть характеристики, обозначенная пунктирной линией, но представляет интереса. Прак­тически можно считать, что насос работает при неизменной скорости вращения вала.

Производительность насоса регулируется заменой поршня и цилиндровых втулок. Характеристика Q — р бурового насоса получается наложением на один график предельных характеристик,

построенных для втулок mh каждого диаметра Z?1? О„ р'1^~ (рис. ХП-10, е). 20 Обозначив в формуле (XII-39) а ---г 1/я/Л (ХП-52) м и пренебрегая трением в саль­нике, получим ;2 p==pr (F-, аУР). (ХП-53) D в Эта формула позволяет подсчитать допустимые да­вления, которые может раз­вивать насос при всех разме­рах цилиндровых втулок, если определено допустимое 0 усилие в штоке Р для одной рис из втулок диаметром D{ 1 т-, ~l/~F~\ а ~ 1						:
		7
		6 "	6
			,v	и
			4'		i>'
					^>
	Ю 20 30 40 Q, -^ ХП-1 1 . Линии допустимых давле­ний. то формуле (XII-54); б — по формуле (ХП-55).

Следовательно, __

р = р 1^±^Ц± . (XII-54)

^D r_t f + _a-i*_F

Точки 7, 2, 3 ... (рис. XII-11) расположены на кривой а, не совпадающей с линией, равной мощности б, удовлетворяющей усло­вию

Расхождение между кривыми в точках / и 1', 2 и 2' и т. д. зави­сят от величины коэффициента а и отношения f/F.

График на рис. XII-11 построен при коэффициенте а, равном 1 см, и стандартных семи диаметрах втулок.

График показывает, что если поршневой шток рассчитан по малой втулке диаметром D-, (i = 7), то при работе на всех втулках остальных диаметров шток выдерживает большее давление, чем это следует из условия равной гидравлической мощности. Следовательно, шток не

297

ограничивает максимальные давления на выкиде насоса при ра­боте на втулках всех диаметров, кроме г-ой.

Если же шток рассчитать наоборот, по втулке самого большого диаметра (г = 1), а предельные давления p_D для втулок остальных диаметров назначены по условию P_DQ_D = piQn то шток будет пе­регружен.

Изменение режима работы насоса при постоянной скорости при­водного вала показано на рис. ХП-12. Характеристика циркуляцион­ной системы, включающей бурильные трубы, турбобур, долото,

"Рис. ХП-12. Предельная гидравличе-

-екая характеристика бурового насоса. дительности (?*•

затрубное кольцевое простран­ство, представляется линией параболического вида 0 — X. Возможные режимы работы насоса определяются по точкам а, б, в, г, ... пересечения ха­рактеристики «трубопровода» и вертикалей Q₃, ()₄, (X, ••• Наилучшие результаты полу­чают при наибольшем возмож­ном диаметре втулок (точка а). С углублением скважины характеристика скважины пред­ставляется кривой OY. Работа с расходом жидкости Q₃ без пе­регрузки насоса не возможна, поэтому необходим переход на режим в точке ук при произво-дальнейшем

рабочая точка перемещается по отрезку ж —4 до тех пор, пока в точке 4 давление достиг­нет предельной (для втулки /)₄) величины j3₄, после чего потребуется снова сменить втулки и т. д.

Если скорость вращения приводного вала насоса может изме­няться в диапазоне от гс^ до n_min, то возможности регулирования поршневого насоса расширяются. При достижении предельного .давления дальнейшее углубление скважины возможно без замены цилиндровых втулок, при снижении числа ходов насоса, например, на отрезке 3—3'. При этом давление на выкиде насоса остается неизменным, и насос не перегружается. Втулки можно заменять •без перегрузки насоса, как только точка рабочего режима оказы­вается левее точки з".