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

С дальнейшим увеличением числа цилиндров колебания подачи становятся меньшими и можно пренебречь их влиянием на потери напора в трубопроводе. Преобладающая роль принадлежит при этом динамическим явлениям.

Ру*Ю,«гс/су.г

ДЕЙСТВИЕ ГАЗОВОГО КОМПЕНСАТОРА ПРИ СТАЦИОНАРНОМ РЕЖИМЕ РАБОТЫ НАСОСА

Для уменьшения колебаний давления применяют воздушные колпаки или газовые компенсаторы. Избыток подачи жидкости (рис. 63), изображаемый площадью, заштрихованной вертикаль­ ными линиями, временно накапливается в воздушном колпаке. Уровень жидкости в нем поднимается, объем воздушной камеры становится меньше. Давление в ней соответственно увеличи­ вается. Когда подача жидкости из цилиндров меньше средней величины, жидкость дополнительно поступает в нагнетательный трубопровод из воздушного колпака, уровень жидкости в нем снижается, а объем воздушной камеры увеличивается п давление уменьшается.

Изменение объема газа в компенсаторе пли воздуха в воз­ душном колпаке определяется наибольшей из заштрихованных площадей, расположенных выше или ниже линии средней подачи.

172

При расчетах удобно пользоваться коэффициентом i[> = Fs'Р.

позволяющим определить объем жидкости, входящей и выходящей из компенсатора за один двойной ход поршня.

' Wmax ratlin

Рис. 63. Принцип действия, воздушного колпака.

Сводная диаграмма подач, приведенная на рис. 61, позволяет графически определить величину каждой из заштрихованных пло­

173

Величина г|э стремится к минимуму, ipo = 0,042 при е = 0. Рассмотрим зависимость степени неравномерности давления

Рис. 64. График зависимости г|) от е.

Исходя из допущения, что весь избыток подачи аккумулируется в компенсаторе, можно записать

Значения а|) берут по графику (см. рис. 64).

174

Величина Wcv представляет собой наибольший средний объем

1. Объем Wm газовой камеры при наименьшем диаметре ци­ линдровой втулки, соответствующем давлении нагнетания рт и заданной степени неравномерности давления нагнетания др—

=0,054-0,12.

2.Объем W\ газовой камеры при наибольшем диаметре ци­ линдровой втулки, соответствующем давлении нагнетания р\ и

заданной степени неравномерности давления нагнетания б Р =

=0,05-^0,12.

3.Объем Wo газовой камеры при давлении ро предварительного наполнения и коэффициент U энергоемкости газового компенса­ тора,

Dm

Величина давления ро предварительного наполнения должна отвечать условию

175

наполнения, то компенсатор работать не может. При необходи­ мости из компенсатора выпускают после остановки насоса часть газа, чтобы его давление было приблизительно равно 0,8 от дав­ ления нагнетания.

Однако это связано с увеличением либо размера корпуса, либо числа корпусов в блоке. Повышение давления ро предварительного

ной разделительной диафрагмы от повреждения при зарядке пиевмокомпенсатора.

Величина U влияет на изменение давления в газовой камере и трубопроводе, на усилие по штоку, которое несколько умень­ шается с увеличением U (рис. 65), и на другие параметры, характеризующие работу насоса.

Пользуясь изложенным методом, нетрудно рассчитать степень неравномерности давления нагнетания для насоса с двумя цилинд­ рами двустороннего действия при любых соотношениях основных размеров.

В табл. 21 приведены исходные данные для расчета, выпол­ ненного применительно к пяти типам насосов (12Гр, БРН-1, У8-4,

Результаты показывают, что наибольшая неравномерность дав­ ления нагнетания относится к минимальному диаметру цилиндро­ вой втулки, наименьшая — к максимальному,

176

Степень неравномерности б Р давления нагнетания при проме­ жуточных диаметрах сменных цилиндровых втулок заключена в пределах

из него, когда подача жидкости из цилиндров меньше средней (Ло=1,0).

2. Все сопротивление трубопровода сосредоточено перед его началом, сразу за компенсатором.

177

3. В трубопроводе жидкость движется с постоянной скоростью

4. Инерцией массы и сопротивлением жидкости, заключенной в насосе между поршнем и началом трубопровода, можно пре­ небречь.

178

5.Процесс сжатия и расширения газа в компенсаторе проте­ кает изотермически.

6.Диаграмма мгновенной подачи жидкости из цилиндров отве­ чает закону изменения скорости поршня кривошипно-ползунного- механизма.

Сопоставление результатов расчета с измерениями показывает, что в трубопроводах буровых установок с крупными мощными насосами высокого давления нагнетания и пневмокомпенсаторами, расположенными в непосредственной близости к цилиндрам на­ соса, степень неравномерности давления в результате отклонений

скорости жидкости при снижении коэффициента наполнения т|о<0,9 от формы теоретической кривой подачи и на небольших насосах с секционными компенсаторами, присоединенными к на­ сосу через отводы и колена, колебания давления в нагнетательном

тора к поршневому буровому насосу с двумя цилиндрами двусто­ роннего действия можно рекомендовать приближенную эмпири­

Более точное и общее решение задачи о неустановившемся движении промывочного раствора в гидравлическом тракте нефте­ буровой установки с учетом всех влияющих факторов представляет собой нерешенную сложную проблему.

Имеющая существенное научное и практическое значение част­ ная задача об определении параметров газового компенсатора решается разработанным методом вполне удовлетворительно для

179

Соответствующее экспериментальное исследование1 было про­ ведено на двух стендовых насосных установках, состоящих из двигателей {Д) «Катерппллер-386» с гидродинамическими транс­ форматорами (Г) «Твпн Диск 16004» и насосов (Я) с двумя цилиндрами двустороннего действия 7'/<iXl6 дюймов фирмы «Айдеко». Установки отличаются друг от друга тем, что на одной силовая передача от вторичного вала гидродинамического транс­ форматора к насосу осуществляется тексропными ремнями (Т), а на другой— шестиряднон цепью (Ц).

При цепном приводе эксперимент проведен с пневматическим компенсатором (К) и без него.

Результаты экспериментов помещены в табл. 23.

Из таблицы видно, что на установке (опыт I) с текеропной передачей степень неравномерности угловой скорости передаточ­ ного вала насоса равна 5,4%, т. е. она значительно меньше, чем при цепной передаче (опыт I I ) , когда 8а =35,8%- Пневматический компенсатор (опыт III ) с применением цепной передачи уменьшает неравномерность вращения вала насоса с 35,8 до 20,7%- Степень неравномерности давления нагнетания последовательно снижается

сит заметного ущерба работе механической части насоса, а при наличии в силовой передаче гидродинамического трансформатора, вращательный момент на валу насосного колеса которого суще­ ственно не изменяется при возможных колебаниях угловой ско­ рости вала турбинного колеса, не сказывается на работе двигателя.

Влияние повышенного давления на срок службы поршня позво­ ляет выявить формула (49). Разрешая ее относительно t, полу­

чаем

У-

п \ k0p J

1 Q. S h i е 1 s. Dynamic Principle оГ Mud Pump Operation Using Torque Con­ verter Drive. Drilling, v. 6, N 1, 1954, p. 68—73, 129—130.

180

В качестве расчетной величины давления нагнетания р в эту формулу необходимо подставлять не среднее, а наибольшее зна­ чение Ртах за цикл, сниженное на 20% по сравнению с данными стендовых испытаний. Например, при степени неравномерности давления нагнетания при стендовых испытаниях 9,5; 61 и 74% срок службы, зависящий от давления в степени минус 3,0, составит при p c p =ide m соответственно

на действующей буровой установке сопротивление бурильных труб нагнетанию промывочной жидкости рассредоточено по всей длине колонны, ввиду чего колебания давления снижаются приблизи­ тельно на 20%-

Увеличение ресурса при уменьшении колебаний давлений оку­ пает расходы по применению пневмокомпенсатора, цепной пере­ дачи и гидродинамического трансформатора.

в сопоставимых условиях на насосе с двумя цилиндрами двусто­ роннего действия и равную 9,5% (табл. 23).

Результаты этого испытания убедительно доказывают отсут­ ствие существенных преимуществ более равномерной подачи у насосов с тремя цилиндрами двустороннего действия перед насо­ сами с двумя цилиндрами двустороннего действия, более техно­ логичными в изготовлении, удобными в эксплуатации и вызываю­ щими приблизительно такие же колебания давления.

Наряду с газовым компенсатором гидродинамический транс­ форматор между двигателем и насосом в сочетании с цепной пере­ дачей, звездочка которой на передаточном валу насоса имеет меньший момент инерции, чем текеропный шкив, являются эффек­ тивными средствами уменьшения неравномерности подачн поршне­ вого бурового насоса, снижения колебаний давления и увеличения ресурса сменных деталей гидравлической части, подшипников и других узлов. Эффект может быть не достигнут при высоких скоростях.

181