Добавил:
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:

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

.pdf
Скачиваний:
33
Добавлен:
25.10.2023
Размер:
12.11 Mб
Скачать

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

где

Qc.p — подача промывочной жидкости;

—площадь проход­

ного

сечения.

 

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

жине.

Циклические

изменения напряжений

в деталях

приводят

к их

усталостным

разрушениям.

Полезная

мощность,

которую

можно

передать на

забой при

переменном

давлении,

меньше

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

( Хт=

— = — = 0 ) сообщает поршню движение со скоростью,

из-

\

1 Ш

со

у

 

(рис. 58, а), и ускорением,

описываемым

меняющейся

по синусоиде

косинусоидой

(рис. 58,6).

Кривая

изменения скорости поршня

при

отношении

^ . ш = —=0,225

(рис.

58, в)

несколько

отличается

от

синусоиды. Абсцисса

максимума

скорости не совпадает

с углом

 

 

 

 

 

*,=о

л,

 

 

 

 

поворота коренного

вала Ф<?т а х =

~ > как у синусоиды, а

отвечает

несколько меньшему его значению Ф с т а х

< — ,

соответствую-

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

больше, чем

при

синусоидальном

законе движения поршня, т. е.

 

 

№ х ° - 2 + 0 ' 8 ) ^ о > ( « » - о -

 

(Ю9)

 

 

 

 

 

 

7 •

- -

*

 

 

i j

 

 

 

 

 

 

 

' I - F ' i -

 

\s

 

 

 

: :. •» •:

> ;

 

 

: /

 

 

. ,

. .

. / .

.

7l~.

t

'

 

/:

 

 

 

7

• '

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

/

—i—

 

\ - —

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

/

 

 

 

 

 

 

 

 

—i. _

 

 

• >

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

f

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9

rr

 

 

tp

 

ж

 

 

 

 

 

 

S

 

 

 

 

 

z

A = 0,ZZ5

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис.

58.

Кривые

изменения

скорости

 

(а) и

ускорения

(б) поршня в цилиндре насоса

с

кривошипно-ползун­

ным

приводным

механизмом

для

Л=0;

(в),

(г)

—для

?i=0,225

при равномерном

вращении

 

коренного

вала.

В конце хода

всасывания

и в

начале

хода

нагнетания

 

 

ктхо -^о -з )ф=я<К7Х г=о-

 

( 1 1 0 )

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

Q = vnFn.

( I l l )

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

30

 

30

я

 

я

 

п

 

п

 

 

J* Qdt =

j vFdt =

j > r

sin cp

dt = Fr cos <p = 2Fr.

(112)

b

o

b

 

 

о

 

Средняя величина подачи

 

 

 

 

 

l c p

3,14

V

'

Отношение максимальной подачи к средней

 

Qlmax Fr = 3,H .

Qicp Fr

Я

Отношение минимальной подачи к средней

_^imiiL = o.

(114)

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

 

 

 

 

 

 

Фог =

— .

 

 

 

 

(П5)

 

 

 

 

 

 

 

 

Z

 

 

 

 

 

где z — число

цилиндров.

 

 

 

 

 

 

 

 

Кривые суммарной подачи жидкости из цилиндров односто­

роннего действия при числе цилиндров насоса

2 = 2-ь6 для шатуна

бесконечной длины (А,ш =0) по

своему

виду

существенно

отли­

чаются

от

аналогичных

кривых

для

шатуна

конечной

длины

ш = 0,225), нанесенных

на рис. 59 соответственно

слева и справа.

Для

насоса

с двумя

цилиндрами

одностороннего действия при

Лш = 0 подача

жидкости

за один двойной ход поршня характери­

зуется следующими

параметрами:

 

 

 

 

 

 

з

о

з

о

з

о

 

 

 

 

 

 

 

 

я

 

 

я

 

 

я

 

 

dt = 2Fr cos <p =4Fr,

(116)

j'

Qdt = 2 Г vFdt =

2 ( Fr sin cp

 

 

 

 

Q

 

- . i £ l

=

_ £ _

t

 

 

(117)

 

 

 

 

^ * c p

2n

 

 

1,57

 

 

v

'

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:

w3

= 6Fr,

 

(120)

6Fr

F — =

(121)

*2зср — 2л,

я

1,05

'

166

 

 

 

 

 

 

Fr

1,05,

 

 

(122)

 

 

 

Фзср

Frl

1,05

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Qamin

Fr sin 60°

= 0,91.

 

 

(123)

 

 

 

 

 

Л-/1.05

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Результаты вычислений для 1—7 цилиндров одностороннего

действия

при

Аш = 0

и

Аш = 0,225 помещены в

табл.

18.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Т а б л и ц а

18

Отношение

максимальной

и минимальной

подач

к средней для насосов с цилиндрами

одностороннего действия при

бесконечной

( Х ш =

0) и конечной ( А ш

= 0,225)

длине

 

 

 

 

 

шатуна

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Число цилиндров

 

 

 

Показатель

1

 

2

 

3

4

5

6

7

 

 

 

 

ю

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

см

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1,02

 

 

3,14

 

1,57

 

1,05

1 , П

1,02

1,05

II

у 2

0

 

0

 

0,91

0,79

0,96

0,91

0,98

J

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

*1

3,22

 

1,61

 

1,10

1,12

1,03

1,06

1,02

 

 

0

 

0

 

0,80

0,79

0,99

0,91

0,97

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

Средняя величина подачи за оборот

QcP

= Q i — ,

v

я

где Qi — подача из одного

цилиндра;

При Qi = 1,0 средняя подача

(124)

число цилиндров.

(125)

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

Число цилиндров

1

1

2

3

4

5

6

7

,,,

(^тах)сум

,..

( °тах)сум

в1 max

, 0

.

«Шах

.

-.

 

 

V ^тахяцнл

 

V

тахмцпл

ч ,

(^miii)cyM

,..

( "тиОсум

v lmin

r-Q

г

oimui —

.

.-

 

1 ^тахяцпл

 

1

тахлцил

 

 

? . щ = 0,225

Xш = 0

 

?.ш

= 0,225

о

 

3

4

 

 

5

1,0

 

1,03

1,0

 

 

1,235

0

 

0

1,0

 

0,765

1,0

 

1,03

1,0

 

 

1,235

0

 

0

1,0

 

0,765

1,0

 

1,05

0,5

 

 

0,62

0,87

 

0,76

0,5

 

 

0,62

1,41

 

1,42

1,0

 

 

1,0

1,0

 

1,0

1,0

 

 

1,0

1,62

1

1,63

0,5

 

 

0,62

1,53

j

1,49

0,5

 

 

0,62

2,0

 

2,02

1,0

 

 

1,0

1,74

 

1,74

1,0

 

 

1,0

2,27

 

2,27

0,5

 

 

0,62

2,18

 

2,16

0,5

 

 

0,62

сов с 1—3

цилиндрами до

2,27 для семицплнндровых насосов,

а отношение

яришии (графы

2 и 3, нижняя строка) минимальной

суммарной подачи к максимальной подаче одного цилиндра из­

меняется от 0 для насосов с 1—2 цилиндрами

до 2,18 для семи-

цмлиидровых насосов.

 

 

 

 

 

Кривые ускорений потока жидкости из одного цилиндра и

суммарного

потока из всех

цилиндров одностороннего действия

в общий нагнетательный коллектор насоса

при числе его цилинд­

ров г = 2 — 6

нанесены на графике (рис. 60).

 

 

 

Показатели, помещенные в табл. 19

(графы 4 и

5), свиде­

тельствуют

о том, что в

насосах с четным

числом

цилиндров

(при 2 ^ 2 )

максимальное

и

минимальное

ускорение

суммарного

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

ные, величина подачи

которых определяется подачей

силового

насоса и не изменяется на протяжении хода поршня,

так как

силовые насосы применяются с равномерной подачей.

 

Приводные насосы

с одним цилиндром двустороннего

действия

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

действия со сменными цилиндровыми втулками десяти

размеров

при постоянном диаметре штока

( £ ) т а х = 200 мм, £ > m i n =110 мм,

d — 65 мм).

 

 

Пунктиром показаны отдельные

диаграммы подачи

жидкости

из четырех насосных камер при минимальном диаметре

цилиндро-

170

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

диаметре

цилиндровой

втулки.

 

 

 

 

 

Каждой диаграмме

мгновенной подачи

соответствует

линия

средней подачи от Q i c p

до Qiocp-

минимальной

мгновенной

подач

Отношение

максимальной

и

к средней находится в следующих

пределах:

 

 

 

tlmax =

=

1,0 <

% m a x

=

< Ipiomax

~

l.OlD.

 

Vlcp

 

 

 

 

 

Vi'cp

 

VIOcp

(126)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

% m i „ =

 

=

0,73 <

i|>imln =

 

 

< ^ 1 0 m l n

=

= o,63.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

(127)

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

втулки принимают следующие

значения:

 

 

 

 

 

_ P i r ^

= / _ 0 ш а ^ \ 2 =

1

) 3

2 = 1 > 6 9

 

 

( 1 2 8)

Plcp

 

\ Qicp

/

 

 

 

 

 

 

 

 

jPimin.=

/

Qlmin

у

=

0 ( 7 3

2

=

0 ; 5 4

_

 

 

( 1 2 9)

Plcp

\

Qicp

/

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Например, при среднем давлении нагнетания

100

кгс/см2 об­

щая величина пульсации

давления

достигла

бы

при

отсутствии

компенсатора 69+46=115 кгс/см2 .

 

 

 

 

 

 

 

 

Вместо расчета можно те же соотношения

(128)

и (129)

величин пульсации определить

 

по

графику

(рис.

62, а)

при из­

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

Соседние файлы в папке книги из ГПНТБ