13.8. Конструктивные параметры.

Конструктивные параметры буровых насосов выбирают с учетом норм и требований, установленных ГОСТ и ОСТ на конструктивное исполнение основных узлов гидравлического и приводного блоков насосов. Выполнение требований стандартов устраняет излишнее многообразие конструкций узлов и деталей и способствует повышению качества и надежности насосов.

Один из важных вопросов при проектировании насосов — выбор оптимального сочетания длины, числа ходов и диаметра поршня, обеспечивающих заданную подачу, которая определяется по формулам:

для двухпоршневого насоса двустороннего действия

(13.36)

для трехпоршневого насоса одностороннего действия

(13,37)

где - подача насоса, л/с; = 0,9- коэффициент подачи; F- площадь поперечного сечения поршня, дм²; - площадь поперечного сечения штока; дм²; S- длина хода поршня, дм; n- частота ходов поршня, мин^-1; - 2Sn/60- средняя скорость поршня, дм/с. С увеличением скорости поршня возрастает износ и соответственно уменьшаются сроки службы цилиндровых втулок, поршней и других деталей, контактирующих с промывочным раствором. В с этим по принятым в отечественной практике нормам средняя скорость поршня буровых насосов не должна превышать 1,6 м/с. В целях ограничения динамических нагрузок максимальное ускорение поршня не должно превышать 14 м/с². в современных насосах рассматриваемые параметры составляют: Sn=20-32 м/^мин-1 или =0,7-1,2 м/с; Sn²=1300-2100 м/мин^-2 или =8-14 м/с².

Опыт показывает, что для длинноходовых насосов (5>400мм) число ходов ограничивается допускаемой средней скоростью поршня, а для короткоходовых — максимально допускаемым ускорением. Длину хода поршня рекомендуется выбирать из следующего ряда предпочтительных чисел: 80; 100; 125: 160; 200; 250; 280;320;360;400;450;500 мм.

В зависимости от выбранной длины хода по допускаемым скорости и ускорению определяют частоту хода поршня. Далее по заданной подаче, согласно формулам (13.36) и (13.37), вычисляют диаметр поршня:

для двухпоршневых насосов двустороннего действия

(13.38)

для трехпоршневых насосов одностороннего действия

, (13.39)

где - диаметр штока, дм.

Диаметр поршней, наружные и внутренние диаметры цилиндровых втулок должны соответствовать значениям следующего ряда чисел: 60: 70; 80; 90; 100; 110; 120; 125; 130; 140; 150; 160; 170; 180; 190;200; 210; 220; 230; 240; 250; 260; 270; 280 мм. Длина цилиндровой втулки

где - длина поршня, мм; - запас длины.

Запас длины цилиндровой втулки =30÷50 мм используется для заходной фаски, а также для подтягивания изношенного уплотнения (в случае нежесткого крепления втулки) и компенсации возможного удлинения штока при неполном свинчивании его составных частей. Наиболее распространены цилиндровые втулки длиной 590 и 630 мм, наружным диаметром соответственно 230 и 200 мм, используемые в буровых двухпоршневых насосах двустороннего действия. Трехпоршневые насосы одностороннего действия, имеющие более короткий ход (250—300 мм) и меньшую длину поршня, снабжаются втулками длиной 350—400 мм.

Внутренний диаметр цилиндровых втулок изменяется за счет толщины их стенки. В двух- и трехпоршневых буровых насосах используются втулки внутренним диаметром 120; 130: 140: 150; 160; 170; 180; 190; 200 мм. Глубину упрочненного слоя выбирают с учетом допускаемого износа цилиндровых втулок. При чрезмерном износе возрастают зазоры между поршнем и втулкой, что заметному при высоконапорных режимах работы насоса. Поэтому величина предельно допускаемого износа втулок снижается по мере увеличения давления на выходе насоса.

Давление на выходе насоса, МПа <7 7-14 14-21 21-28

Допускаемый диаметральный износ, мм 3,8-2,4 2,4-1,6 1,6-1,2 1,2-0,8

Из приведенных данных следует, что рабочую поверхность цилиндровых втулок, используемых для работы при больших давлениях, следует упрочнять на сравнительно небольшую глубину. Упрочненный слой этих втулок должен отличаться повышенной износостойкостью, так как с увеличением давления скорость износа возрастает в степенной зависимости.

Диаметры всасывающего и нагнетательного коллекторов определяются по наибольшей подаче насоса. По условию неразрывности потока имеем

где и — диаметры всасывающего и нагнетательного коллекторов; и — средние скорости жидкости во всасывающем и нагнетательном коллекторах.

Скорости жидкости во всасывающем и нагнетательном коллекторах буровых насосов принимаются в пределах =1÷2 м/с; =1,5÷2,5 м/с. Максимальные скорости допускаются при условии обеспечения достаточного подпора на всасывающей линии насоса.

Диаметры и токов поршня и ползуна определяют из расчета на прочность и приводят в соответствие со значениями следующего ряда чисел: 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 55; 60; 65; 70; 80; 85; 95; 100; 110; 120; 125; 130; 140; 150; 160; 170 мм.

Высота подъема клапана определяется из условия безударной посадки тарели на седло клапана: 1200—1300, где — допускаемая высота подъема тарели клапана, мм; — частота ходов поршня, мин^-1.

Значения hn установлены с учетом увеличения площади сопрягаемых поверхностей тарели и седла. Опытные работы ВНИИНефтемаша показали, что при этом увеличивается демпфирующая прослойка жидкости, противодействующая удару тарели при посадке на седло клапана. Диаметр клапана рассчитывают по площади проходного сечения, необходимой для перемещения жидкости с заданной скоростью. При полном открытии клапана площадь проходного сечения у горловины конического седла рис.13.25

(13.40)

где — диаметр горловины седла клапана; — высота подъема клапана; - угол между образующей и осью конуса (для клапанов буровых насосов принимается равным 60 или 45°)

Рис. 13.25. Проходное сечение клапана.

Расход жидкости в клапане изменяется согласно графику изменения мгновенной подачи поршневого насоса. По условию неразрывности потока жидкости, вытесняемой из одной рабочей камеры, имеем

(13.41)

где — площадь поршня, м²; r — радиус кривошипа, м; -условная средняя скорость, потока жидкости в проходном сечении горловины клапана, м/с.

Подставляя значение в уравнение (13.41) и решив его относительно d, получим формулу для определения диаметра клапана:

(13.42)

В современных насосах преимущественно используются клапаны диаметром 145 мм. Средняя скорость потока жидкости в проходном сечении клапана колеблется в пределах 5—15 м/с. С увеличением диаметра поршней возрастает подача насоса и соответственно скорость потока проходящей через клапан жидкости. Поэтому диаметр клапана рассчитывается по наибольшей подаче насоса и условной скорости потока 10—15 м/с. По полученному в результате расчета диаметру выбирают типовую конструкцию клапана (ОСТ 26-02-1138—75) и присоединительные размеры клапанной коробки (ОСТ-26-02-1129—75).