14.4 Запобіжні клапани

Запобіжні клапани призначені для обмеження підвищення тиску рідини зверху встановленої величини з метою запобігання аварій в насосному агрегаті і нагнітальній лінії від перевантажень, а також забезпечення безпеки робіт. Запобіжні клапани діють епізодично, наприклад при утворенні пробок, помилковому пуску насоса при закритих засувках та в інших подібних випадках, що викликають надмірне збільшення тиску насосів. Поршневі насоси майже не понижують подачу рідини при зростанні опорів в нагнітальній лінії. Тому в поршневому насосі для безпечного виходу промивної рідини у випадках перевищення граничного тиску обов'язково повинен бути запобіжний клапан.

Рисунок 14.17 – Запобіжний клапан

В бурових насосах використовуються запобіжні клапани діафрагмового (пластинчастого) типу (рис. 14.17), робоча частина яких являє собою герметично закріплену по зовнішньому контуру пластину 9, що сприймає тиск промивної рідини. При підвищенні тиску зверху заданого значення діафрагма зрізається кромками затискного каліброваного кільця 11. В бурових насосах використовуються діафрагми з листової латуні марки Л62 товщиною 0,4-0,5 мм і зовнішнім діаметром 880,5 мм.

Діаметр отвору затискного кільця визначається з умови

звідки

де - діаметр отвору кільця, що закривається пластиною, мм;

— товщина пластини, мм;

- границя міцності на зріз матеріалу пластини, МПа;

— граничний тиск, МПа.

Згідно дослідних даних, встановлено, що середньо статистичне значення границі міцності на зріз пластин з латуні Л62 складає 2,3 МПа.

Корпус 4 оснащений фланцем для кріплення запобіжного клапана до нагнітального колектора бурового насоса. Стиковані фланці ущільнюються гумовою прокладкою, що затягується шпильками або болтами. Діафрагма 9 встановлюється в розточці корпуса між гумовою прокладкою 10 і каліброва-ним кільцем 11. З допомогою різьбового натискного стакана 3, упорної 7 і перфорованої 8 втулок кільце 11 щільно притискається до діафрагми. Упорна втулка, оснащена манжетним ущільнювачем 5 і ручкою 2, оберігається від повороту дюбелем 6. При спрацьовуванні клапана промивна рідина через зрізану діафрагму і втулку 8 напрямляється в патрубок 1 і далі по трубопроводу поступає в приймальну ємність.

14.5 Кінематика бурових насосів

Основне завдання кінематики бурових насосів — визначення переміщення, швидкості і прискорення поршня. Перед кінематичним аналізом проводять вибір геометричних параметрів кривошипно-шатунного механізму згідно заданих технічних показників і характеристики проектованого насоса. Радіус кривошипа приймається рівним половині довжини ходу поршня. Довжина шатуна вибирається з врахуванням можливості провертання кривошипа, габаритів насоса і кута передачі, утвореного шатуном і перпендикуляром до направленого повзуна. Від кута передачі залежить зусилля в шатуні , яке виникає в результаті розкладу діючих на повзун сил опору (рис. 14.18.).

Рисунок 14.18 — Схема дії сил в кривошипно-шатунному механізмі

Кут передачі залежить від співвідношення довжин кривошипа і шатуна. Вкорочення шатуна дозволяє скоротити довжину бурового насоса, але приводить до зменшення кута передачі. В зв'язку з цим зростає зусилля в шатуні, що обумовлює необхідність збільшення площі перерізу та мас ланок кривошипно-шатунного механізму. Це несприятливо впливає на динаміку бурового насоса.

Внаслідок жорсткого кінематичного зв'язку, який здійснюється з допомогою штока, рух повзуна і поршня співпадають. Тому рух поршня описується формулами, які відомі з кінематики кривошипно-шатунного механізму. При рівномірному обертанні кут повороту кривошипа за проміжок часу t складе

де — кут повороту, рад;

— кутова швидкість кривошипа, рад/с;

— час, c.

Повзун і поршень при повороті кривошипа на кут переміщуються з крайнього лівого положення на відстань

де — радіус кривошипа;

— довжина шатуна;

;

— кут нахилу шатуна.

Після підстановки значення ВО дістанемо

(14.2)

В практичних розрахунках користуються наближеною формулою переміщення поршня. З розглядання трикутника ВАД і АОД маємо

звідки

тоді

,

Отриманий радикал розкладається в ряд

В бурових насосах відношення довжин кривошипа і шатуна змінюється в межах: . При , другий член отриманого ряду досягає найбільшого значення при і рівний 0,02, а третій — 0,0002. Нехтуючи цими членами ряду із-за малої їх величини, отримаємо більш просту формулу для визначення переміщення поршня:

(14.3)

З формули (14.3) швидкість руху поршня

(14.4)

так як .

Прискорення руху поршня

(14.5)

По аналогії з формули (14.2) можна отримати більш точні вирази для швидкості і прискорення поршня, які враховують довжину шатуна:

;

.

Ексцентриковий вал утворюється шляхом збільшення розмірів цапфи, яка знаходиться в точці А, за межі осі обертання О (рис.14.18): , де — радіус ексцентрика; — радіус кривошипа.

Радіус кривошипа в механізмі ексцентрика називається ексцентриситетом. Кінематика ексцентрикового механізму від діаметра самого ексцентрика (диска) не залежить і опису- ється формулами, які одержані для кривошипного вала.

В ідеально працюючому насосі рідина безвідривно слідує за поршнем і при нескінченно малому його переміщенні подача насоса

(14.6)

де — площа поршня.

Так як , то згідно формули (14.4)

Підставляючи отримане значення у вираз (14.6), отримуємо

(14.7)

З рівняння (14.7) слідує, що при рівномірному обертанні кривошипа подача рідини, як і швидкість поршня, змінюється по синусоїді. Об'ємна подача однопоршневого насоса односторонньої дії за хід нагнітання

де — хід поршня.

Миттєві значення подачі визначаються поточною швидкістю поршня

де — поточна швидкість поршня;

— поточний кут повороту кривошипа.

Найбільшого значення миттєва подача досягає при повороті кривошипа на кут /2:

де — період одного оберту кривошипа.

При значеннях кута повороту 0 і подача рівна нулю:

Середнє значення подачі за один оберт кривошипа

Відношення граничних значень миттєвої подачі до середньої миттєвої подачі дорівнюють:

Відношення різниці граничних значень миттєвої подачі до середньої її величини характеризує нерівномірність подачі і називається коефіцієнтом нерівномірності подачі, який для однопоршневого насоса односторонньої дії, згідно отриманих даних, складає

(14.8)

В двопоршневих насосах двосторонньої дії коефіцієнт нерівномірності подачі визначається за формулою [18]:

(14.9)

де — діаметр штока; — діаметр поршня.

Значення коефіцієнта нерівномірності подачі двопоршневого насоса двосторонньої дії, отримані за формулою (14.9), приведені нижче.

	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6
	0,35	0,41	0,48	0,58	0,65

Як видно, із збільшенням відношення коефіцієнт нерівномірності подачі зростає. З цього слідує, що в двопоршневих бурових насосах двосторонньої дії нерівномірність подачі зростає із зменшенням діаметра змінних втулок, так як діаметр штока при цьому не змінюється.