4 Мощность двигателя для привода насоса

Полезная мощность насоса (в кВт)

(30)

где: Q — подача насоса, м³/с;

р — давление нагнетания, кПа.

Мощность приводного двигателя (в кВт)

, (31)

где: – полный к.п.д. насоса;

– к.п.д. передач от двигателя до насоса, определяемый для конкретной кинематической цепи.

При бурении восстающих скважин давление нагнетания

, (32)

где: – сумма потерь давления в нагнетательной линии;

Н – превышение забоя над устьем, м.

При регулировании расхода подаваемой в скважину жидкости путем сброса части ее в сливную линию потребляемая двигателем мощность

, (33)

где: Q — подача насоса;

р₂ — давление, создаваемое насосом при расходе Q₂ подаваемой в скважину жидкости.

Движение поршня и подача насоса

Поршень бурового насоса приводится в движение кривошипно-шатунной передачей (рис. 10). Точки ЛМТ и ПМТ—крайние левое и правое положения поршня.

Расстояние поршня от предшествовавшего крайнего положения равно его пути — ходу S (в м)

, (34)

где: R — радиус кривошипа, м (для насосов одностороннего действия R = 0,1—0,15 м, двухстороннего действия — 0,15—0,25 м);

— угол поворота кривошипа, отсчитываемый от оси цилиндров, градус;

L — длина шатуна, м.

Скорость поршня v (в м/с) рассчитывается по формуле

, (35)

где: – угловая скорость коренного вала, равная ял/30, с^-1.

Средняя скорость поршня должна составлять 1 м/с. Знак плюс берется при движении поршня к коренному валу насоса, а минус – при его движении от коренного вала. Максимальная скорость поршня v_max (в м/с)

, (36)

при

Ускорение поршня е (в м/с²) определяется выражением

, (37)

Основные параметры буровых насосов следует выбирать по аналогии с параметрами существующих насосов.

Рис.10. Индикаторная диаграмма (а) и схема движения поршня (б):

I, II, III, IV — соответственно сжатие, нагнетание, расширение и всасывание жидкости; Q —подача; р_о, р_в и р_н – соответственно давления нулевое, всасывания и номинальное; V_м, V_ц, V_ф — объемы мертвого пространства, идеальный цилиндра и фактический нагнетания.

Достаточно твердо установившимся является отношение радиуса окружности R, описываемой центром подшипника мотылевой головки шатуна относительно оси вращения коренного вала, к длине шатуна L. В существующих конструкциях это отношение выбирается в пределах R/L = 1/4,5—1/5, средняя скорость поршня 0,9— 1,0 м/с, максимальная 1,4—1,8 м/с.

Как видно из формулы (35), поршень движется с переменной скоростью, что ведет к неравномерности всасывания и нагнетания и снижает действительную подачу. Большое значение при этом имеют запаздывание открытия и закрытия всасывающих и нагнетательных клапанов, несовершенство всасывающего трубопровода, наличие в жидкости нерастворенных газов, сжимаемость бурового раствора, упругость элементов гидравлической части насоса и др.

В буровых насосах клапаны открываются и закрываются с запаздыванием на 14—16° (угол поворота коренного вала). Наличие, например, 2—4 % газа в буровом растворе на 4—10 % снижает коэффициент подачи бурового насоса, работающего даже с подпорным насосом.

Как видно из индикаторной диаграммы подачи одного цилиндра насоса, в начальный момент движения поршня из правой мертвой точки ПМТ на пути поршня 0-1 происходит запаздывание посадки всасывающего клапана (это соответствует участку поворота коренного вала на угол что ведет к потере подачи Q₀₁ жидкости, перетекающей из цилиндра во входной коллектор). В интервале хода поршня 1-2 (что соответствует повороту коренного вала на угол ) происходит сжатие жидкости, увеличение давления и уменьшение ее объема, находящегося в цилиндре и мертвом пространстве. В этот период происходит одновременно некоторое увеличение идеального объема рабочей камеры вследствие упругих деформаций гидравлической коробки и других элементов. Давление жидкости, находящейся между поршнем и закрытыми нагнетательными и всасывающим клапанами, начинает расти. Сначала оно достигает величины давления нагнетания р_н, затем продолжает увеличиваться до тех пор, пока не преодолеет сил инерции и других сил, действующих на клапан, после чего в точке 2 нагнетательный клапан быстро открывается.

Интенсивность наращивания давления зависит от упругости бурового раствора, стенок гидравлической коробки и других элементов и скорости движения поршня. Например, превышение давления р_н в насосе одностороннего действия при числе ходов 100—120 в 1 мин составляет 0,6—1,5 МПа. Дальнейшее изменение давления в рабочей камере носит колебательный характер (начальный участок линии 2—3), так как жидкость, находящаяся в цилиндре и мертвом пространстве, является как бы жидкой пружиной, а жидкость, занимающая пространство от нагнетательного клапана до компенсатора, — колеблющейся массой на этой пружине.

Подача жидкости из рабочей камеры в выходной коллектор заканчивается в точке 3 (левая мертвая точка ЛМТ). Закономерность подачи (кривая Q') жидкости из цилиндра определя­ется скоростью движения поршня. В момент достижения порш­нем точки 3 нагнетательный клапан находится на некоторой высоте над седлом и подача жидкости Q₃₄ перетекает из выходного коллектора обратно в цилиндр до тех пор, пока клапан не сядет на седло в точке 4 (это соответствует повороту коренного вала на угол фен). На участке 4—5 происходит понижение давления в камере до р₀ (соответствующее углу поворота ).

В точке 5 открывается всасывающий клапан и рабочая камера вновь заполняется жидкостью.

Таким образом, фактический объем жидкости V_ф, перетекающей из рабочей камеры к выходу насоса, определяется интервалом 2—4 движения поршня. Заштрихованные участки определяют разность между идеальным и фактическим объемами жидкости, вытесненной поршнем за один ход. Опыт показывает, что интервалы 0-1 и 3-4 для всасывающих и нагнетательных клапанов мало отличаются друг от друга, хотя высоты подъема клапанов различны. Величина запаздывания клапана зависит также от начального сжатия пружины клапана и ее жесткости. Потери подачи растут с увеличением давления нагнетания и достигают максимальных значений при наименьших диаметрах поршней.

Какие бы типы подпорных насосов не применялись на всасывающей линии бурового насоса, коэффициент подачи, а даже теоретически не может быть равным единице, однако напор во всасывающей линии оказывает большое влияние на его величину, особенно при перекачке газированных растворов больших вязкости и плотности.

Наилучшие результаты дают подпорные насосы, развивающие давление на выходе 0,3-0,5 МПа при коротких всасывающих линиях (до 5 м длиной).