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

З А К Л Ю Ч Е Н И Е

1. Изложенная в данной книге теория поршневого бурового насоса, рассматривающая его рабочий процесс как совокупность процессов нагнетания абразивосодержащей жидкости и изнаши­ вания деталей гидравлической части, опирается на гидродинами­ ческую теорию поршневого насоса и обобщенные результаты ис­ следования изнашивания бурового насоса.

мую высоту всасывания при данной частоте двойных ходов поршня и данном радиусе кривошипа. Невелика погрешность расчета допустимой частоты ходов поршня при данной высоте всасывания и данном радиусе кривошипа. Достаточно точно определяются величина подачи, размеры клапанов и их пружинная нагрузка, гидравлическая и приводная мощность при данном давлении на­ гнетания и данной подаче.

Тем не менее соблюдения известных положений классической теории, как видно из данной книги и как показывает практика, еще недостаточно для того, чтобы поршневой буровой насос при нагнетании промывочной жидкости с присущими ей особыми свой­ ствами отвечал всем требованиям эксплуатации, так как может оказаться невыполненным одно из главных требований — доста­ точная величина ресурса до очередного отказа, определяющая возможную длительность безотказной работы насоса, которая не вошла в круг вопросов, рассматриваемых классической теорией.

Поэтому современная теория поршневого бурового насоса должна содержать как неотъемлемую часть результаты исследо­ вания его изнашивания и, в частности, давать необходимые ис­ ходные данные и рекомендации для определения величины ресурса всех видов сменных деталей гидравлической части в зависимости от условий их работы.

2. Одна из задач теории той или иной машины, в частности теории поршневого бурового насоса, состоит в выявлении воз­ можных структурных схем или видов существования данной ма­ шины п в их .классификации, чему посвящена глава I данной книги.

Другая задача, особенно существенная с точки зрения прак­ тики, заключается в установлении наиболее эффективной струк­ турной схемы или оптимального вида машины, наиболее отве­ чающей служебному назначению. Эта задача может ставиться и решаться с разными целями: для поисков оптимального вариан­ та, обоснования господствующего распространения определенного вида машины или для оценки ожидаемых качеств синтезируемых новых принципиальных схем.

Для решения задачи об оптимальном варианте необходимо выявить комплекс признаков, позволяющих дать оценку качества вариантов и сопоставить между собой, желательно в числовом

213

выражении, эффективность системы различных видов машины. Создаваемая для упомянутой цели методика оценки и сопос­ тавления видов машины должна опираться на современные науч­ ные знания, полученные при исследовании процессов, свойственных в данном случае поршневому буровому насосу, изложению сущ­

ности которых посвящены главы I I — V данной работы.

Известно, что в теории центробежных насосов существует критерий удельной быстроходности /г.,.

С уменьшением величины подачи, ростом напора и числа обо­ ротов в единицу времени соответствующее низкое значение коэф­ фициента быстроходности ns позволяет установить границу целе­ сообразного разделения областей применения и перехода от центробежных к поршневым машинам, поскольку наибольшее воз­ можное повышение уровня потенциальной энергии при малых расходах энергетически невыгодно получать, преобразованием ско­ рости в напор, а более естественно производить поршнем, сжи­ мающим и вытесняющим жидкость.

Увеличение коэффициента быстроходности ns характеризует переход от радиального колеса к диагональному и осевому, кото­ рым свойственны относительно большие подачи и меньший напор при максимальном значении к. п. д., достигаемом известными приемами проектирования насосов для чистых жидкостей.

Вместе с тем расчет на максимум к. п. д. не всегда достаточен для оценки наилучшего соответствия машины своему назначе­ нию. Например, исследования возможности применения динами­ ческого насоса осевого типа для нагнетания промывочной жид­ кости при бурении нефтяных и газовых скважин показали, что результаты, достигнутые в повышении к. п. д., не были связаны с показателями изнашивания, определившими уровень жизнеспо­ собности насоса.

Поршневые насосы различных видов с кривошипно-ползунным механизмом главного движения незначительно отличаются друг от друга по величине к. п. д., который поэтому не влияет на энер­ гетические показатели насосной установки и не может использо­ ваться для оценки соответствия вида насоса его служебному на­ значению. Величина к. п. д. упомянутых насосов в большей мере зависит от качества их изготовления, условий предшествующей эксплуатации, их состояния в момент исследования, чем от выбора вида машины.

Исследования величины к. п. д. не определяют выбора опти­ мального вида насоса. Кроме к. п. д., существуют и другие пока­ затели качества машины, например степень неравномерности ра­ боты.

Исследования коэффициентов степени неравномерности подачи жидкости цилиндрами поршневого иасоса позволяют определить их различные значения, присущие возможным видам поршневых буровых насосов. Соответствующие данные (см. табл. 4) показы­ вают пределы изменения коэффициента неравномерности подачи

214

или отношения a|)j, максимального вращательного момента на валу насоса к среднему от значений близких к единице для много­ цилиндровых машин до 3,22 для одноцилиндрового насоса одно­ стороннего действия (см. табл. 18). Постепенное изменение вели­ чины коэффициента ipi в зависимости от числа цилиндров не дает оснований разграничить годные к широкому применению потре­ бителем машины от негодных для этой цели — из-за отсутствия четкого критерия для такого деления. Например, использование насосов с тремя цилиндрами двустороннего действия и отноше­

перед насосом с двумя цилиндрами двустороннего действия отно­ шением o|)i=l,32. Однако данных о величине б или tyi недостаточно для окончательных выводов, когда возникает альтернатива и один из этих двух насосов следует принять к массовому производству. Решение затруднено тем, что для выравнивания подачи насосов обоих видов и достижения соответствия тех и других насосов требованиям бурения по равномерности создаваемого потока могут быть применены пневматические компенсаторы, несколько разли­ чающиеся лишь по геометрическим размерам.

Различие в величине коэффициента неравномерности подачи жидкости цилиндрами насоса или в отношении максимального вращательного момента к среднему не объясняет причин наиболь­ шего практического применения насоса с двумя цилиндрами дву­ стороннего действия.

Можно4 привести еще примеры показателей, характеризующих с какой-либо стороны машину, но недостаточных для того, чтобы служить критерием, определяющим пригодность или непригод­ ность различных видов поршневых буровых насосов для широкого применения потребителем. К таким показателям принадлежат относительный вес, быстроходность, стоимость и т. д.

Ввиду недостаточности рассмотренных критериев для эффек­ тивной сравнительной оценки видовых особенностей поршневого бурового насоса и выявления его оптимального вида необходимо ввести другие научно обоснованные критерии.

Исследование процессов изнашивания поршневого бурового насоса, и собранные статистические данные, которые хорошо коррелируются между собой, показали, что внутри общего фонда еже­ годного расхода сменных деталей закономерно существуют не из­ меняющиеся в течение многих лет характерные соотношения между количеством поршней, затрачиваемых на текущий ремонт действующего парка насосов, и количеством других изнашиваемых деталей насоса (см. рис. 2,а). Соотношения, характеризующие интенсивность изнашивания различных деталей насоса, имеют следующие значения (расход поршней принят за 1,0).

215

качества структурной схемы бурового насоса является безотказ­ ность в течение заданного времени пребывания долота на забое

216

Т а б л и ц а 29

Таблица расчета относительных показателей эффективности структурных схем насосов различных видов по износостойкости в абразивосодержащен среде

лмидрамн одностороннего действия по сравнению с насосами, имеющими цилиндры двустороннего действия. В соответствии с формулой (49) число двойных ходов поршня в единицу времени обратно пропорционально сроку службы и, следовательно, прямо пропорционально расходу запасных деталей.

Относительная эффективность к различных структурных схем

увеличение изнашивания и снижение эффективности схемы по без­ отказности. Обозначения точек на графике состоят из двух цифр,

217

График наглядно показывает преимущества насоса с двумя цилиндрами двустороннего действия перед другими видами порш­

218

чениями величины подачи и давления (см. табл. 1), в пределах которых для массового производства насосов необходима опти­ мальная градация типоразмеров, перекрывающих область их рас­ пространения.

На графике (рис. 83) в системе координат Q, р параметры каж­ дого насоса изображены в виде отрезка, совокуйность которых за­ полняет поле подач и давлений нагнетания, относящихся к порш­ невым буровым насосам серийного производства.

Путем подробного технико-экономического анализа установ­ лено, что в действующем парке нецелесообразно излишнее много­ образие типоразмеров насосов, незначительно отличающихся друг от друга по гидравлической мощности, подаче и давлению нагнета­ ния. Оптимальным знаменателем размерного ряда гидравлической мощности и давления нагнетания, как было показано в главе I , является величина 1,25, относящаяся к ряду предпочтительных чисел R 10 по ГОСТ 8032—56. На основании упомянутого исследо­ вания введен ГОСТ 6031—66. Поле подач и давлений нагнетания, установленных государственным стандартом насосов, перекрывает область существования поршневых буровых насосов, предназначен­ ных для бурения фонда скважин глубиной до 7 тыс. м.

Параметры насосов, необходимых для разведки и разбурива-

насосов индивидуального производства разработаны Уралмашзаводом как закономерное продолжение размерного ряда насосов по ГОСТ 6031—66. Новое проектирование насосов осуществляется только в соответствии с ГОСТ 6031—66.

Полученные результаты представляют собой параметрическую

219

кого разведочного и эксплуатационного бурения. При этом выяв­ ляется область существования и обосновывается размерный ряд параметров насосов, отвечающий ГОСТ 6031—66, современному техническому уровню и дающий перспективу развития нефтебуро­ вого иасосостроепия.

4. Задача теории той или иной машины заключается также в изучении вероятного времени безотказной работы пли различных

эксплуатационных режимах. Выявление и оценка возможных ре­ зультатов оптимизации позволяют потребителю применить машину с наибольшей эффективностью, а при разработке насосов полнее учитывать требования, предъявляемые обслуживаемым техноло­ гическим процессом.

снованный анализ и практический выбор режимов эксплуатации поршневых буровых насосов.

ствие факторов среды учитывается при построении р, я-диаграммы коэффициентом /г0.

Возьмем для анализа скважину проектной глубиной 7 тыс. м. При глубине скважины 5,6 тыс. м и подаче промывочной жидкости двумя буровыми насосами У8-6М Q = 32,5 л/сек потери давления

221

в скважине составляют 178 кгс/см2 *. Используя техническую ха­ рактеристику насоса У8-6М при различных диаметрах сменных цилиндровых втулок и числах двойных ходов поршня в единицу времени, нетрудно вычислить по точкам и нанести на график в

на утяжеленном промывочном растворе и при высоком давлении

графика за пределами кривой ртах превосходит допустимые пре-

'делы. Использование насоса У8-7М позволяет достичь сроков службы поршней 50 и 60 ч при числе двойных ходов соответст­

втулки диаметром 140 мм при сохранении числа двойных ходов

стоящего времени еще не всегда можно плавно изменять числа двойных ходов поршня в единицу времени, так как не достаточно применяются регулируемые силовые агрегаты. Поэтому регулиро­ вание подачи насоса установкой сменных цилиндровых втулок другого диаметра дает значительные скачкообразные изменения подачи и давления, не позволяя использовать преимущества гиб-, кого регулирования, исходящего из физических основ происходя­ щих явлений, учитывающего, в частности, закономерные непре­ рывные изменения статистических показателей времени безотказ-

222