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

Надежность (вероятность безотказной работы) насоса для рас­ четов по формулам (1) — (3) вычисляется по формуле

изнашиваемых деталей, входящих в гидравлическую часть насо­

видов структурных элементов в схеме; z — число структурных эле­ ментов каждого вида.

Значения Pi берем по рис. 2,6 для заданного времени безот­ казной работы в средних условиях эксплуатации: при давлении на­ гнетания р=13 2 кгс/см2 , числе двойных ходов поршня 60,5 в мин, коэффициенте влияния факторов рабочей среды k0=\,87 в форму­ ле (49), коэффициенте С = 4500.

ношениям (5), показывающим, во сколько раз интенсивность из­ нашивания поршней больше, чем клапанов, штоков и втулок ци­ линдров.

Пользуясь данными рис. 2, б, нетрудно вычислить и сопоставить надежность структурных схем насосов любого вида по вероятности их безотказной работы в течение заданного времени. Например, для насоса с двумя цилиндрами двустороннего действия, у кото­ рого 2, = 8, 22=z3 = 24 =2, при ^ = 40 ч находим Pi = 0,99, Р 2 = 0,92; ^3=0,97; Р 4 = 0,98. Подставляя значения величин в формулу (6), получаем

Если детали установлены в насос неодновременно, то при опре­ делении Pi по рис. 2, б необходимо к заданному времени предсто­ ящей работы добавить ранее отработанные каждой деталью часы.

Для практики необходимо Рг ^:0,99.

Как видно, резервирование существенно повышает надежность насосных установок, но требует увеличения единичной мощности насосов, применяемых для укомплектования установок.

10

Все поршневые буровые насосы образуют семейство машин узкоспециализированного назначения с параметрами, ограничен­ ными рамками требований технологии бурения нефтяных и газо­ вых скважин.

При бурении нефтяных и газовых скважин ступенчатой конст­ рукции необходимо уменьшать подачу промывочной жидкости и увеличивать давление нагнетания с целью поддержания постоян­ ной интенсивности промывки. Типоразмер поршневого бурового насоса с изменяемыми подачей и давлением -нагнетания удобно характеризовать величиной гидравлической мощности, пропорцио­ нальной произведению подачи и давления нагнетания. По вели­ чине необходимой подачи в каждом случае легко вычислить допу­ стимое давление нагнетания.

Задача стандартизации параметров семейства поршневых бу­ ровых насосов заключается поэтому в установлении оптимального ряда гидравлической мощности и независимых параметров наи­ большего давления нагнетания и наибольшей подачи.

размеров насосов, необходимых для укомплектования буровых установок, применяемых в мировой практике. Величина наиболь­ шей подачи определяется необходимостью поддержания требуемой скорости восходящего потока в затрубном пространстве, а давле­ ние нагнетания — сопротивлением движению промывочной жидко­ сти, возникающим в скважинах типовой конструкции для интер­ валов глубин, н.а которые разбивается фонд скважин, подлежащих разбуриванию.

В СССР ГОСТ 6031—66 установлено для насосов с давлением нагнетания до 320 кгс/см2 в пределах гидравлической мощности 200—1000 л. с. восемь типоразмеров с предельным отклонением подачи и мощности ± 1 0 % . Подготавливаются к введению государ­ ственные стандарты, представляющие собой закономерное продол­ жение ГОСТ 6031—66 в диапазоне меньших мощностей и распро­ страняющиеся на основные параметры насосов для различных ви­ дов бурения (табл. 2).

Параметры стандартных насосов охватывают поля подачи и давления нагнетания существующих буровых насосов, причем число типоразмеров является оптимальным, необходимым и достаточным для удовлетворения потребностей всего объема эксплуатационного и глубокого разведочного бурения нефтяных и газовых скважин. Ряды величин наибольшей подачи и давления нагнетания соответ­ ствуют требованиям ГОСТ 12052—66.

11

ВИДЫ ПОРШНЕВЫХ БУРОВЫХ НАСОСОВ

Прямодействующие насосы

Различные поршневые насосы можно было видеть на нефтебу­ ровых установках после появления вращательного способа буре­ ния с промывкой забоя скважины глинистым раствором.

Сначала это были паровые прямодействующие двухлинейные насосы (рис. 3,6). На одной линии такого насоса располагаются паровой 7 (рис. 4, а) и гидравлический 4 цилиндры двустороннего действия с работающими в них поршнями 1 ц 8 на общем штоке 6". Золотники 3 системы распределения пара в паровом цилиндре каждой линии приводятся в движение от поршневого штока другой линии при помощи рычажного механизма 2. Для этого муфта 5 на

12

на другой линии Б. Вследствие того что подача насоса при работе

Рис. 4. Поршневой прпмодействующий буровой насос.

хода поршня на одной линии меньше, чем на другой (si<s), как показано на диаграмме (рис. 4, г).

В двухлинейном прямодействующем насосе большую часть

Благодаря постоянной скорости поршня на большей части дли­ ны его хода и почти постоянной сумме скоростей обоих поршней

14

в течение переходного режима, когда происходит замедление дви­ жения одного и ускорение движения другого поршня, скорость промывочного раствора в нагнетательном и всасывающем трубо­ проводах прямодействующего двухлинейного насоса близка к по­ стоянной величине (кривая 12). Время одного двойного хода порш­ ня равно 2/.

При увеличении сопротивления скважины нагнетанию промы­ вочного раствора число двойных ходов поршня в 1 мин у паро­ вого прямодействующего насоса автоматически уменьшается. Подачу промывочного раствора можно регулировать изменением параметров и количеством подводимого в единицу времени пара.

Экономичность паровых прямодействующих насосов относи­ тельно невелика, так как их паровые цилиндры работают без рас­ ширения пара, и в атмосферу выбрасывается отработанный пар высокого давления. Расход пара составляет 40—60 кг/л. с-ч.

После появления более экономичных паровых машин, работа­ ющих с расширением пара и выбрасывающих в атмосферу отра­ ботанный пар сниженного давления, нашли применение приводные поршневые насосы, работающие от паровой машины через ремен­ ную передачу.

Принцип работы прямодействующего насоса представляет ин­ терес, так как не исключена возможность применения в будущем прямодействующих гидроприводных поршневых нефтебуровых на­ сосов, к. п. д. которых достаточно высок. При использовании много­ цилиндрового аксиальноили радиально-поршневого насоса в качестве силового степень неравномерности подачи гидропривод­ ного насоса близка к нулю. Применение регулируемых силовых насосов, выпуск которых успешно осваивается в СССР и за рубе­ жом, позволяет осуществлять бесступенчатое изменение подачи поршневого бурового насоса в необходимых пределах путем изме­ нения числа двойных ходов в 1 мин.

В соответствии с формулой (7) при длине хода поршня, на­ пример, 800 мм, общая длина прямодействующего насоса, равная 8-0,8=6,4 м, значительно меньше, чем длина приводного насоса, равная 12,5-0,8=10 м. Таким образом, при большой длине хода прямоденствующий насос намного компактнее, чем приводной.

Фирма «Вирт» изготовляет прямодействующие однолинейные гидроприводные насосы (см. рис. За) с давлением нагнетания до 200 кгс/см2 , применяемые при цементировании скважин. Гидрав­ лическая часть этого насоса такая же, как у приводных буровых

15

насосов, и поэтому он вполне пригоден для нагнетания промывоч­ ной жидкости при бурении. Силовой цилиндр работает на чистом масле, поступающем от регулируемого силового насоса. Пределы плавного регулирования подачи — от 0 до ФмаксДолговечность цилиндро-поршневой пары и время безотказной работы длинноходового насоса может увеличиться в результате как снижения чис­ ла двойных ходов поршня в минуту, так и вследствие сохранения постоянной величины скорости по длине хода поршня без макси­ мума скорости в средней части хода.

С уменьшением числа двойных ходов поршня в 1 мин сни­ жается расход клапанов, так как изнашивание их посадочных поверхностей увеличивается пропорционально суммарному числу циклов работы клапана. Исправный насосный клапан правильно выбранного размера не изнашивается в открытом и закрытом со­

клапанов улучшает эксплуатационные качества насоса, так как общий расход клапанов достаточно высок (см. рис. 2, а). Поэтому пути снижения расхода клапанов заслуживают всестороннего изучения, в том числе с учетом особенностей их работы в прямодействующем насосе. Диаграмма подъема клапана, близкая к прямоугольной, повторяет в соответствующем масштабе кривую скорости поршня.

Ожидаемые эксплуатационные преимущества длиниоходовых и тихоходных гидроприводных прямодействующих одноили двух­ линейных насосов, работающих при числе двойных ходов поршня 10—20 в 1 мин, должны получить практическое подтверждение в результате теоретического и экспериментального исследования с

дов поршня в 1 мин.

Приводные насосы с двумя цилиндрами двустороннего действия

Поршневые приводные насосы с двумя цилиндрами двусторон­ него действия (рис. 5) благодаря своей конструктивной простоте и достаточно равномерной подаче, получаемой с применением пнев­ матических компенсаторов, наиболее технологичные для изготов-

16

Скорость поршня практически удобно определять, принимая угловую скорость со вращения кривошипа постоянной, по прибли­ женной формуле

насоса в 1,57 раза меньше максимальной скорости поршня при­ водного насоса при одинаковой длине хода обоих насосов и оди­ наковом числе двойных ходов поршня в 1 мин.

Теоретическая величина подачи промывочной жидкости из на­ сосной камеры равна произведению скорости поршня при данном угле поворота кривошипа на площадь поршня.

Для бесштоковой насосной камеры С (см. рис. 5,а)

где (F—/)—площадь кольцевого сечения с наружным диаметром лоршня и внутренним диаметром поршневого штока, который вы­ ходит наружу из штоковой насосной камеры.

рота кривошипа на 180° из положения Ос в положение Ое и далее на следующие 180° в положение Ос.

Отношение ординаты q2 кривой eM2i подачи из штоковой каме­ ры Е к ординате q\ кривой сМе подачи из бесштоковой камеры С, взятых при одинаковом положении кривошипного механизма соот­ ветственно ниже (qi) и выше (q2) горизонтали сОе, равно отно­ шению площади F к (F—f), так как скорость поршня одинакова в обоих рассматриваемых положениях:

F F-f

18

Кривошипы поршневого бурового насоса с двумя цилиндрами двустороннего действия установлены на коренном валу с угловым смещением по направлению вращения на 90° друг относительно друга. Суммарную подачу промывочной жидкости двумя цилиндра­ ми насоса определяют поэтому сложением ординат двух смещенных

Степень неравномерности б д т подачи жидкости цилиндрами насоса при объемном коэффициенте, равном 100%, определяется выражением:

для которого влиянием штока на пульсацию подачи можно прене­

поршня и е ш ~ 0 , 6 .

Компенсаторы неравномерности подачи, устанавливаемые на насосах, выравнивают скорость жидкости в нагнетательном трубо­

каждой из параллельных линий расположены последовательно на некотором расстоянии друг от друга, как показано на схеме

поршня или плунжера, должно быть одинаковым при всех диамет­

19