книги из ГПНТБ / Николич А.С. Поршневые буровые насосы

Г л а в a I I I

К О М П Е Н С А Т О РЫ Н Е Р А В Н О М Е Р Н О С Т И ПОДАЧИ

ВЛИЯНИЕ НЕРАВНОМЕРНОСТИ ПОДАЧИ И ДАВЛЕНИЯ НАГНЕТАНИЯ НА ПРОЦЕСС БУРЕНИЯ

Компенсаторы выполняют следующие четыре основные функции.

1.При установившемся режиме работы насоса компенсатор служит для преобразования неравномерного движения жидкости, вытесненной поршнями из насосных камер в нагнетательный кол­ лектор, в поток с меньшей степенью неравномерности в нагне­ тательном тракте буровой установки.

2.Всасывающий компенсатор . или всасывающий воздушный колпак уменьшает неравномерность движения промывочной жид­ кости во всасывающем трубопроводе, увеличивает всасывающую способность насоса, повышает наполнение цилиндров насоса про­ мывочным раствором, поднимает величину подачи насоса, стаби­ лизирует подачу промывочной жидкости в нагнетательную маги­ страль, уменьшает вибрации всасывающего и нагнетательного трубопроводов.

3.Свойством компенсатора является его способность стабили­ зировать давление в насосных камерах при всасывающем и нагнетательном ходе поршня, чем достигается более равномерная нагрузка на конструктивные элементы насоса.

4.При переводе насоса с холостого на рабочий ход компен­ сатор выполняет функцию накопления потенциальной гидравли­ ческой энергии, необходимой для преодоления статического напряжения сдвига пормывочного раствора, находящегося в на­ гнетательном тракте буровой установки, страгивания и разгона колонны промывочного раствора внутри бурильных труб и в сква­ жине от нулевой скорости до скорости установившегося движения

QCP

Fi

162

Транспортирование промывочной жидкости с значительными периодическими изменениями скорости движения связано с неже­ лательными в процессе бурения явлениями. Появляется вибрация напорного бурового рукава н колонны бурильных труб в сква­

мощности, передаваемой при постоянном давлении, кривая кото­ рого всеми своими точками ближе подходит к масимальному дав­ лению, допустимому по прочности труб, чем линия среднего дав­ ления неустановившегося движения, так как к наибольшему допу­ стимому давлению приближаются только максимумы кривой переменного давления, а ее минимумы существенно ниже.

При нестабильном потоке промывочной жидкости неравномерно Еращается ротор турбобура и долото на забое скважины. Колеба­ ния угловой скорости ротора турбобура совпадают по частоте с пульсацией подачи насосов, возникающей от непостоянства ско­ рости и давления промывочной жидкости в проточной части турбобура и далее в скважине. Колебания давления обычно зату­ хают в скважине, но могут неблагоприятно отразиться на проч­ ности ее стенок, вызвать изменения напряжений и усталостные явления в слагающих их породах, растрескивание и обвалы не­ устойчивых стенок, уход промывочной жидкости з пористые породы с низким пластовым давлением заполняющей их жидкости и дру­ гие осложнения.

ДИАГРАММЫ МГНОВЕННОЙ ПОДАЧИ ЖИДКОСТИ ИЗ НАСОСНЫХ КАМЕР

Источником неравномерности движения промывочной жидкости, нагнетаемой поршневым буровым насосом, является неравномер­ ность движения поршня в цилиндре при вращении трансмиссион­ ного и коренного валов с практически постоянной угловой ско­ ростью.

Кривошипно-ползунный механизм с бесконечной длиной шатуна

6* 163

щему нулевому значению ускорения (рис. 58, г). Величина макси­ мальной скорости несколько больше, чем при синусоидальном за­ коне изменения, т. е.

•^=0.2^0,3 ,1=0

Наибольшее ускорение в начале всасывающего хода поршня в цилиндре одностороннего действия при конечной длине шатуна

Величина мгновенной подачи промывочной жидкости из опре­ деленной насосной камеры представляет собой произведение ско­ рости поршня на его площадь, т. е.

Поскольку площадь F„ поршня постоянная, мгновенная подача изменяется пропорционально величине скорости поршня и может быть изображена на графике той же кривой, что и скорость (см. рис. 58, а, в), но в соответственно измененном масштабе.

Площадь, заключенная между кривой подачи и осью абсцисс, представляет собой объем жидкости, вытесняемой поршнем или всасываемой в насосную камеру при объемном коэффициенте т]о=1,0.

164

Так, для насоса с одним цилиндром одностороннего действия при Х=0 объем всасываемой и подаваемой жидкости за один двойной ход поршня

Qlmax Fr = 3,H .

Qicp Fr

Я

Отношение минимальной подачи к средней

Qicp

Для иасосов с числом цилиндров одностороннего действия больше двух кривую суммарной подачи получают сложением ординат кривых подачи отдельных цилиндров. Кривые мгновенной подачи, относящиеся к отдельным насосным камерам многоци­ линдрового насоса, смещены по оси абсцисс относительно друг друга на угол фо, соответствующий смещению кривошипов на ко­ ренном валу

165

1-5

Рис. 59. Диаграммы подачи для насосов с двумя — шестью цилиндрами одностороннего действия.

X равно: а — О; б — 0.225.

Для насоса с тремя цилиндрами одностороннего действия получаем:

166

П р и м е ч а н и е . V , = Q. m a x / Q c p ; V , = Q. m l n / Q ,ср

Формулы (124) и (125) справедливы как для приводного меха­ низма с л ш = 0, так и с Яш ¥=0.

Площадь на диаграмме, заключенная менаду линией средней подачи и расположенной выше кривой мгновенной подачи, пред­ ставляет собой объем избыточной подачи, а площадь, заключенная между линией средней подачи и расположенной ниже кривой мгновенной подачи, представляет собой объем жидкости, недо­ данной цилиндрами насоса.

Сумма объемов избыточной подачи за один оборот коренного вала равна сумме объемов жидкости, недоданной цилиндрами за тот же период.

В табл. 19, данные которой приведены с точностью, достаточ­ ной для практических целей, отношение i|j»!max (графы 2 и 3, верхняя строка) максимальной суммарной подачи к максимальной подаче одного цилиндра изменяется в пределах от 1,0 для насо-

167

Т а б л и ц а 19

Предельное отклонение скорости и ускорения суммарного потока для насосов с цилиндрами одностороннего действия при = 0 и Хш — 0,225

суммарной подачи к максимальной подаче одного цилиндра из­

потока жидкости остается равным ускорению потока для одного цилиндра, т. е. увеличение числа цилиндров не изменяет величину ускорения.

168

При нечетном числе цилиндров (при ускорение суммар­ ного потока вдвое меньше, чем для одного цилиндра, и с увели­ чением числа цилиндров не уменьшается.

а б Рис. 60. Диаграммы ускорении суммарного пото­

ка жидкости для насосов с двумя-шестыо ци­ линдрами одностороннего действия.

X равно: а — 0; б — 0,225.

Поршневые буровые насосы с цилиндрами двустороннего дей­ ствия известны одно-, двух- и трехцилиндрозые. Из них одноци­ линдровые выпускаются только прямодействующие гидропривод-

169

в бурении не применяются из-за чрезмерной пульсации их подачи (Qmax/Qcp= 1,61; Qmin/Qcp = 0), дважды за 1 оборот коренного вала обращающейся в нуль й достигающей максимума.

Рис. 61. Диаграммы мгновенной подачи жидкости для насоса с двумя цилинд­ рами двустороннего действия при различных отношениях.

e=dm/Dn: / — 0,325 : 2 — 0,342 ; 3 — 0,361; 4 — 0,383; 5 — 0,406 ; 6 — 0,433: 7 — 0.465; 3 — 0.5; 9 — 0,542; /0 — 0.591.

Максимальное ускорение суммарного потока всасываемой и нагнетаемой жидкости трехцилиндрового насоса вдвое меньше, чем четырех- и одноцилиндрового.

Приводимые ниже данные позволяют рассчитать газовый компенсатор для насоса любого типа. Однако подробно рассмат­ ривается насос с двумя цилиндрами двустороннего действия. На рис. 61 изображены диграммы мгновенной подачи жидкости из нагнетательных камер насоса с двумя цилиндрами двустороннего

170

вой втулки. Сложение ординат дает диаграмму 10 суммарной подачи жидкости из четырех насосных камер при минимальном

Наибольшие отклонения максимальной и минимальной мгновен­ ной подачи от средней происходит при минимальном диаметре сменной цилиндровой втулки.

Соответствующие теоретические отклонения давления нагнета­ ния от средней величины при наибольшем диаметре цилиндровой

вестной величине среднего давления нагнетания для насосов с двумя цилиндрами двустороннего действия.

При расчете по формулам (128) и (129) не учитывается неуста­ новившийся характер потока, сжимаемость жидкости, упругость стенок трубы. Для насоса с двумя цилиндрами двустороннего дей­ ствия действительные отклонения давления, определенные осциллографированием, приблизительно на 20% меньше значений, полу­ чаемых по изложенной методике расчета.

Соответствующий график для определения соотношения состав­ ляющих общей пульсации давления для насоса с тремя цилиндрами двустороннего действия помещен на рис. 62,5. Действительные пульсации давления у этого насоса приблизительно на 25% больше вследствие большей частоты колебаний и более существенного поэтому влияния динамики потока.

171