§ 4. Принцип действия и схема поршневого бурового насоса

Принцип работы насоса одностороннего действия (рис. VII.3, а) следующий. Через трансмиссию 1 от двигателя вращение пере­дается коренному валу с кривошипами 2, на которых смонти­рованы шатуны 3, соединенные с ползунами 4.

Кривошипно-шатунный механизм преобразует вращательное движение коренного вала в возвратно-поступательное ползуна 4, штока 5 и поршня 6. Поршень движется в цилиндре 7, в ниж­ней части которого расположен всасывающий 10, а в верхней нагнетательный 8 клапаны. Полость всасывающего клапана че­рез трубопровод соединена с приемной емкостью, заполненной раствором, а нагнетательного — с напорной линией.

При движении поршня вправо (к коренному валу) в рабо­чей камере 9 создается разрежение (рис. VII.3,6), в результате которого возникает разница давления под и над клапаном, по­следний открывается и в камеру засасывается раствор. В этот период нагнетательный клапан закрыт под действием разно­сти давлений над и под клапаном, так как в нагнетательном трубопроводе давление выше, чем в рабочей камере.

При ходе поршня влево (от коренного вала) в камере по­вышается давление, всасывающий клапан закрывается, как только давление внутри камеры станет выше давления во вса­сывающем трубопроводе нагнетательный клапан откроется, так как давление в камере будет выше давления в нагнета­тельном трубопроводе, происходит выталкивание жидкости из камеры. Затем цикл повторяется.

Нетрудно заметить, что скорость поршня во время хода меняется от нуля в мертвой точке до макси­мума. Наибольшую скорость поршень имеет, когда кри­вошип перпендикулярен к шатуну. Поскольку нагне­тание жидкости происходит за счет вытеснения ее из ра­бочей камеры поршнем, оче­видно, количество жидко­сти, вытесняемой в единицу времени — подача насо­са,— будет изменяться по тому же закону, что и ско­рость поршня, как показано

! Нагнетание

насоса одностороннего действия

на графике рис. VII.3, в. Если Рис. VII3 Схема работы поршневого обозначить ХОД поршня

через S, его площадь через

Р, то объем жидкости Ош вытесненной из камеры при ходе влево, будет равен FS, а средняя скорость поршня (в м/с)

(VII .12)

где п — частота вращения коренного вала, об/мин (число двой­

ных ходов в 1 мин).

Идеальная средняя подача одной камеры поршневого насоса

(

2 SnF 60 ’

(VII.13)

в м³/с)

Qcp ⁼ VcpF

Д

(VII. 14)

ля многоцилиндрового насоса одностороннего действия средняя подача

Q_cp — zFSn/60

(z — число цилиндров насоса). Площадь поршня (в м²)

F=nD*f4

(

(VII.15)

D — диаметр поршня, м). Тогда

Q_cp = nzD*nSl240.

• Насосом двустороннего действия называется такой насос, в котором в каждом цилиндре имеются две рабочие камеры (рис, VII.4): передняя, как у насоса одностороннего действия, и задняя, расположенная за поршнем. Объем этой камеры меньше, чем передней, так как в ней расположен шток поршня, занимающий часть ее объема. Она также имеет всасывающий и нагнетательный клапаны, а шток уплотнен сальником.

Если поршень движется вправо, то в левой, передней поло­сти создается разряжение, в результате которого всасывающий клапан открывается и камера заполняется раствором, а из правой камеры (задцей) жидкость в это время вытесняется дви­жущимся поршнем. Всасывающий клапан в ней закрыт, так как давление в этой камере выше, чем во всасывающем трубо­проводе, а нагнетательный клапан открыт. Очевидно, средняя теоретическая подача одного цилиндра такого насоса будет больше, чем насоса одностороннего действия:

n

(VII.16)

W-DSn

Чср — ^

где f—nd²/4, м — площадь сечения штока; d — диаметр штока, м.

ИЛИ

Рис. VII.4. Схема работы пор­шневого насоса двустороннего действия.

Для многоцилиндрового на« coca двустороннего действия по­дача составляет

z(2F—f)Sn

60

nz (2D^a — cP) Sn 240

а

ср

(VII.17)

Qci

Действительная подача на­соса. Фактическая подача раст­вора насосом всегда меньше тео­ретической вследствие того, что происходят утечки через еще не- закрывшиеся клапаны, через не­плотности клапанов, поршней, а также из-за наличия воздуха или газа в растворе. Все эти по­тери учитываются коэффициен­том подачи насоса f|₀:

% = (VII.18)

Здесь tii — коэффициент на­полнения, зависящий от содер­жания газа в растворе, от непол­ного заполнения жидкостью ра­бочей камеры во время всасывания, при свободном всасывании принимается обычно тц=0,9, а при применении нагнетательных насосов T)i«l; if]2 — коэффициент, характеризующий влияние утечек через неплотности поршня, клапана и т. д.

Фактическая подача насоса

Qh. ф —'HoQcp* (VI 1.19)

Закон движения поршня. Рассмотрим схему действия ша­тунно-кривошипного механизма поршневого насоса. Обозначим через / длину шатуна; R — радиус кривошипа; q> — угол пово­рота кривошипа; ю — угловую скорость вращения коренного вала; х — путь, пройденный поршнем к данному моменту от ле­вой мертвой точки (рис. VII.5). За один оборот коренного вала поршень проходит путь 25, а за п оборотов в 1 мин путь будет 2 Sn.

а — схема движения поршня; б и в — диаграммы всасывания и подачи; / — всасывающие клапаны; 2 — шток пор­шня; 8 — сальник штока; 4 — нагнета* гельные клапаны; 5, 8 — задняд и пе­редняя рабочие камеры; tf —поршень; 7, 9 — нагнетательн! “

и всасывающий

коллекторы

Средняя скорость поршня (в м/с) 2 Sn Sn 2 Rn Rn

■'ср

(VI 1.20)

30

15

30

60

Для упрощения вывода предположим, что длина шатуна I бесконечна (это дает относительно небольшую погрешность).

Величина х будет равна отрезку проекции дуги, описываемой головкой кривошипа, на ось насоса:

* = Д(1—sincp). (VII.21)

Мгновенное значение скорости поршня

у_п = wi? sin ф. (VII.22)

Ускорение поршня

а_п = со²/? cos ф. (VI 1.23)

Следует обратить внимание на то, что в средних положениях поршня в точках п/2 и Зя/2 (при ф=90°) скорость поршня мак­симальна, так как зтф—1, а скорость v_nm&x=aR- В точках

О, я и 2я скорость поршня Уц=0, когда 8Шф=0. Эти точки на­зывают «мертвыми».

Отношение максимальной скорости поршня к средней nRn

_{= =} 1,57. (VI 1.24)

р_Ср 2 Rn 2 ^v '

30

График подачи насосов. Так как при работе насоса жидкость следует за поршнем, мгновенная подача насоса (в м³/с)

Q_ura = v_nF~<£>RFsiny. (VI 1.25)

Так как площадь поршня F постоянна, то мгновенная по­дача будет меняться по закону движения поршня. Таким обра­зом, поршневые насосы с кривошипом механизмом всегда имеют неравномерность подачи и пульсацию жидкости.

В многоцилиндровых насосах для уменьшения неравномер­ности подачи кривошипы располагают под углом друг к другу: в двухцилиндровых под углом 90°, а в трехцилиндровых под уг­лом 120°. Тогда в некоторые периоды происходит выталкива­ние жидкости из двух или нескольких камер одновременно, что снижает неравномерность подачи и ее пульсацию.

В зависимости от принципа действия, числа цилиндров и угла смещения кривошипов каждый насос имеет свой график по­дачи. В приводных буровых поршневых насосах величина пуль­сации жидкости может быть снижена, но не устранена совсем. Неравномерность подачи раствора вызывает колебания не только в наземной обвязке высокого и низкого давлений и на­сосах, но и во всей бурильной колонне, нарушая процесс бу­рения.

Для снижения пульсаций раствора на напорной и всасываю­щей линиях вблизи насоса устанавливают гидравлические ком­пенсаторы (колпаки) с диафрагмой, отделяющей жидкость от газа в колпаке и служащей как бы гасителем пульсаций. Верх­няя часть компенсатора заполняется газом. Давление газа при­мерно должно быть равно половине рабочего давления раствора. Нижняя часть компенсатора сообщается с полостью насоса и заполняется буровым раствором.

При работе давление газа в колпаке и прокачиваемом рас­творе одинаково. Газ выполняет роль подушки, амортизирую­щей изменения давления, вызванного неравномерностью подачи насоса. При повышении давления жидкости газ сжимается, а при понижении расширяется, в результате чего в трубопро­воде поддерживается давление со значительно меньшими коле­баниями, чем при работе без компенсаторов.

Полной равномерности подачи компенсаторы обеспечить не могут. Если в напорной линии давление максимальное р_та1, а минимальное p_min, то практически считается достаточным, чтобы степень неравномерности подачи

6 = ^Рт■* ~ ^Pmln- = 0,01 ■+■ 0,025, (VI 1.26)

Рср

где р_Ср= (Ртах+Pmm)/2 —среднее давление.

Объем воздуха в компенсаторе мол^ет быть рассчитан с не­которым приближением.

Всасывание —это заполнение рабочей камеры жидкостью. Всасывание происходит за счет разности давления во всасы­вающей линии р_в и в рабочей камере насоса р_к. Эта разность расходуется на преодоление гидравлических сопротивлений в приемной части насоса, трубопроводе, всасывающем клапане и на преодоление сил инерции жидкости.

При плохом заполнении рабочей камеры жидкостью наруша­ется работа насоса и снижается подача. В буровых насосах за­полнение рабочих камер может осуществляться двумя спосо­бами:

при помощи дополнительных питающих обычно центробеж­ных насосор, установленных между поршневым насосом и ре­зервуаром с раствором, который служит для принудительного заполнения рабочих камер поршневого насоса;

Упругость паров в гПа при температуре, °С

Пары	10	20	30	50	80	100
Воды	12	24	43	127	497	1033
Бурового раствора	18	32	55	90	140

за счет разности между атмосферным давлением р_а и дав­лением внутри камеры р_к при всасывании, т. е. свободное вса­сывание.

Чтобы осуществилось заполнение камеры, в начале всасы­вания наименьшее давление (в Па> в камере должно быть

Рк = Р.—pg(tei-K—ft..—Лкл). (VII.27)

где р_а=рв£#а — атмосферное давление, Па; р_в и р —плотность воды и раствора, кг/м³; g —ускорение свободного падения, м/с¹; AZj — геометрическая высота всасывания, м; h_v — напор, расходуемый на преодоление гидравлических сопротивлений во всасывающем трубопроводе, м; Лин— напор, расходуемый на преодоление сил инерции жидкости на пути всасывания, м; ^кл —напор, расходуемый на преодоление гидравлических со­противлений всасывающего клапана, м.

Определим составляющие этого уравнения.

1. Величина Я_а определяется в зависимости от высоты над уровнем моря.

Высота над уровнем моря, м 0 300 500 1000 1500 Я_а, гПа 1033 990 970 920 860

4. Напор h_r (в м), расходуемый на преодоление гидравличе­ских сопротивлений во всасывающем трубопроводе:

К = Р№, (VI 1.28)

(р_г — потери напора во всасывающем трубопроводе, Па).

4. Напор, расходуемый на преодоление гидравлических со­противлений всасывающего клапана (в м):

^(VIL29)

где G — вес клапана, Н; Р_Пр — усилие пружины, Н; F_K —пло­щадь клапана, м².

4. Напор, расходуемый на преодоление сил инерции жидко­сти на пути всасывания Н_ип. Так как значение этого напора ве­лико, сначала следует определить ускорение столба раствора Q_}к и его массу т.

Скорость поршня

у_п = aR sin\p.

Если скорость поршня v_n, ускорение поршня а_п, скорость жидкости во всасывающей трубе v_BC, а площадь поршня и вса­сывающей трубы соответственно F и F_BC, то

VnF = v_BCF_BC. (VII.30)

Отсюда можно получить ускорение столба раствора (в м/с²): ««=-/-<*.• (VII.31)

Гвс

Масса столба раствора во всасывающей линии (в кг)

т = FJp (VI 1.32)

(I — длина столба раствора, м).

Сила инерции Р_ия столба раствора (в Н)

Л,„ = та_ж = ^^'а„ = IpFa*. (VII.33)

^ВС J

Теперь определим возникающее вследствие действия инер­ционных сил раствора в трубопроводе добавочное давление Рин (в Па):

!(v7i-34)

ГВС Г вс

Для определения силы инерции всасывающего клапана, за­менив массу клапана G эквивалентной массой столба раствора длиной получим:

t« = G/pgF_K (VI 1.35)

(F_K — площадь клапана, м²).

Добавочное давление (в Па) в результате действия сил инерции столба раствора длиной /_к

Р,к=-^Е^^2г-- (VII.36)

Общая величина напора (в м), расходуемого на преодоление сил инерции раствора во всасывающем трубопроводе и клапане:

и ₌ Рщ + Р«* ₌HeL(J—₊Jil.\' (VII.37)

PS g \Рщ, F% I

Из уравнения (VII.23)

On = ®²R cos ф, тогда

К* = ~ (тг—Ь -у-) ^cos 9- (VII.38)

8 \Fbc Гк/

Потери напора в результате инерции имеют наибольшее зна­чение при ф=0.