Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
1. Классификация гидравлических машин.
К гидравлическим машинам относят такие машины, в которых происхо дит процесс преобразования энергии жидкости в результате её взаимодействия с рабочими органами машины. В процессе преобразования энергия жидкости может либо увеличиваться, либо уменьшаться. Если энергия жидкости возрас тает, при взаимодействии жидкости с рабочими органами машины, такие ма шины называют насосами, а если уменьшается, превращаясь в полезную работу – гидродвигателями. Следовательно, насосы относятся к энергопотребляю щим машинам, а гидравлические двигатели – к энергоотдающим. Разумеется, в первом случае к рабочему органу машины необходимо подводить энергию от внешнего источника (двигателя внутреннего сгорания, электродвигателя и дру гих источников энергии), а во втором – высвобождающаяся энергия может быть использована для выполнения полезной работы, например, для вращения породоразрушающего инструмента при бурении скважин.
Классификация гидравлических машин приведена на рис. 1.
При бурении скважин на нефть и газ, добыче и транспортировке нефти и воды в России и других странах используют насосы различных типов.
При бурении и ремонте скважин применяются преимущественно поршневые и плунжерные насосы. Насосы других ти пов, например, шестеренные, пластинчатые, роторно-поршневые и другие ис пользуются в качестве вспомогательных (в системах смазки и т. д.). Насосы лопаточного типа обычно используются в качестве подпорных, смесительных и прочих.
При добыче нефти, промысловом транспорте и первичной подготовке широко используются насосы объемного и лопаточного типов различного конструктивного исполнения.
Для привода долот и другого инструмента используются гидродвигатели объемного и лопаточного типов. Из объемных двигателей широко распростра нены двигатели винтового типа, а из лопаточных – осевого или турбинного.
Машины, образованные сочетанием насоса и двигателя объемного типа называются гидростатическими передачами, а машины, образованные соче танием лопаточного насоса и лопаточного гидродвигателя – гидродинамиче скими.
Рис. 1. Классификация гидравлических машин.
2. Насосы. Общие сведения.
Как уже отмечалось ранее, прокачку бурового раствора и других жидкостей в циркуляционной системе буровой обеспечивают насосы поршневого или плунжерного типов. Рассмотрим принципиальную схему и принцип действия простейшего насоса – одноцилиндрового, одинарного действия. Разумеется, в практике такой насос, а тем более на буровой, не встречается, однако изучение его устройства и прин ципа действия поможет изучить более сложный насос.
На рис. 2 приведена принципиальная схема одноцилиндрового поршне вого приводного насоса простого действия. Детали, отмеченные позициями с 1 по 8, относятся к гидравлической части насоса, а с 10 по 15 – к приводной. Шток насоса 9 служит связующим звеном между приводной и гидравлической частями насоса. Приводная часть обеспечивает преобразование вращательного движения в возвратно-поступательное перемещение поршня или плунжера за счет кривошипно-шатунного механизма.
Рис. 2. Принципиальная схема одноцилиндрового поршневого насоса простого (или одинарного) действия. 1–патрубок входной; 2–клапан всасывающий; 3–крышка клапанной коробки; 4–клапан нагнетательный; 5–патрубок выходной; 6–пневмокомпенсатор; 7–поршень; 8–цилиндр; 9–шток; 10–крейцкопф; 11–шатун; 12–ведущее колесо; 13–криво шип; 14–ведомое колесо; 15–корпус; 16–приемный резервуар.
Рис. 3. Принципиальная схема одноцилиндрового поршневого насоса двойного действия. 1–входной патрубок; 2–крышка клапанной коробки; 3, 8–клапан нагнетательный; 4–патрубок выходной; 5–пневмокомпенсатор; 6–поршень; 7–цилиндр; 9–уплотнение штока; 10–шток; 11–крейцкопф; 12–шатун; 13–ведущее колесо; 14–кривошип; 15– ведомое колесо; 16–корпус; 17, 18–всасывающий клапан; 19–приемный резервуар.
Насос, показанный на рисунке 2, при перемещении поршня 7 от крайнего левого положения к крайнему правому, обеспечивает всасывание жидкости, а при перемещении в обратном направлении – её нагнетание. При этом кривошип насоса поворачивается на один оборот и поэтому такой насос получил название насоса одинарного действия. У насоса приведенного на рисунке 3 за полный поворот кривошипа процесс вса сывания и нагнетания жидкости происходит дважды и поэтому он называется насосом двойного действия.
Насосы более сложной конструкции имеют не один цилиндр, а два или три. Для обеспечения равномерной подачи жидкости их кривошипы смещены друг относительно друга на некоторый угол.
На рисунке 4 приведена принципиальная схема двухцилиндрового насоса двойного действия.
Рис. 4. Принципиальная схема двухцилиндрового насоса двойного действия.
1 – шкив трансмиссии; 2 – шкив насоса; 3 – трансмиссионный вал; 4 – ведущая шес терня; 5 – эксцентрик; 6 – ведомая шестерня; 7 – крейцкопф; 8 – пневмокомпенсатор всасывания; 9 – клапан на гнетательный; 10 – поршень; 11 – нагнетательный патрубок; 12 – клапан всасывающий; 13 – пневмо компенсатор линии нагнетания.
3. Закон перемещения поршня.
Под законом перемещения поршня понимают зависимость пути, скорости и ускорения поршня от угла поворота кривошипа на любой момент времени t. Эти зависимости предопределяются размером и взаимным местоположением звеньев кривошипно-шатунного механизма (рис. 5).
Рис. 5. Схема кривошипно-шатунного механизма.
1 – шток; 2 – крейцкопф; 3 – направляющая; 4 – шатун; 5 - кривошип
Рассматривая кривошипно-шатунный механизм представляется возможным определить путь х, проходимый поршнем насоса на любой момент времени t:
, (1)
где х1 – путь, проходимый поршнем насоса, обусловленный поворотом кри вошипа 5 длиной r вокруг оси (точка С); х2 – путь, проходимый поршнем насоса, обусловленный поворотом шатуна 4 длиной l вокруг мгновенного цен тра вращения (точка А); φ – угол поворота кривошипа, φ=ω·t; β – угол поворота шатуна; ω – угловая скорость кривошипа.
Рассматривая треугольники ΔАВD и ΔСВD можно записать:
(2) или , (3)
Выражая cosβ через sinφ и разлагая подкоренное выражение в ряд Макло рена получим:
(4)
В связи с малостью третьим членом в выражении (4) можно пренебречь, то гда:
(5)
Скорость поршня определим, взяв первую производную от перемещения (пути) поршня (выражение (5)) по времени: (6)
Ускорение поршня определим, взяв первую производную от скорости поршня (выражение (6)) по времени, или взяв вторую производную от пере-мещения поршня (выражение (5)) получим:
(7)
В формулах (6) и (7) знак плюс относится к ходу поршня вперед, т. е. при приближении его к оси вращения кривошипа, а знак минус– к ходу поршня назад.
При последними членами выражений (5), (6) и (7) можно пренеб речь, тогда:
; (8)
; (9)
(10)
На рисунках 6 и 7 приведен соответственно графический вид выражений (9) и (10). Как видим из приведенных рисунков, максимальная скорость поршня наблюдается при угле поворота кривошипа φ равном 90о и 270о. Уско рение поршня максимально при φ=0о и φ=180о.
Рис. 6. График скорости поршня
Рис. 7. График ускорения поршня.
4. Подача насоса. График подачи.
Под термином подача насоса принято понимать количество жидкости, пода ваемой насосом в нагнетательный трубопровод за определенное время.
В теории насосов используют понятия мгновенная подача насоса и средняя подача. Мгновенная подача насоса – это бесконечно малый объём жидкости dΩ, подаваемый насосом за бесконечно малый промежу ток времени dt.
Значение мгновенной подачи насоса от угла поворота кривошипа наглядно иллюстрирует график подачи. Для этого рассмотрим одноцилиндровый насос простого действия, поршень кото рого имеет поперечное сечение F.
За бесконечно малый промежуток времени dt он пройдет путь dx=vп·dt=r·ω·sinφ·dt .
Объем жидкости, поступившей в цилиндр насоса или вытесненный из цилиндра за то же время, будет равен:
dΩ1=F·dx = F·vп·dt = F(rωsinφ)dt=F(rsinφ)dt = F·sinφ·r·dφ (11).
Для построения графика подачи по оси ординат будем откладывать значе ния y=F·sinφ, а по оси абсцисс х=r·dφ.
График подачи такого насоса показан на рисунке 8.
Объем жидкости, подаваемой насосом за один полный ход поршня численно равен площади Ω1, заключенной под кривой графика подачи. Этот объем определим, проинтегрировав уравнение (11):
Ω1=, (12)
где S=2r – ход поршня.
Рис. 8. График подачи одноцилиндрового насоса одинарного действия.
Dц – диаметр цилиндра; Ω1и – объём жидкости, подаваемый идеальным насосом.
В случае одноцилиндрового насоса двойного действия в его гидравличе ской части имеются две полости (рис. 3): левая и правая. Однако объем их раз личен, поскольку в правой полости расположен шток, который занимает часть полезного объема цилиндра. В этом случае объем жидкости, поступившей в правую полость цилиндра или вытесненный из той же полости цилиндра при повороте кривошипа на угол 180о, будет равен:
=, (13)
где f – площадь поперечного сечения штока, диаметром dш.
График подачи одноцилиндрового насоса двойного действия приведен на рис. 9.
Рис. 9. График подачи одноцилиндрового насоса двойного действия
Объем жидкости, поступившей в левую полость цилиндра , находят так же, как и в случае насоса простого действия, т.е. по формуле (12). Суммарный объем жидкости, подаваемой насосом за один оборот кривошипа, будет равен:
Ω = + = F∙S + (F – f)S = S(2F – f). (14)
В случае двухцилиндрового насоса двойного действия его кривошипы смещены друг относительно друга на угол 900 и объем жидкости, подаваемой таким насосом за один оборот кривошипа, составит:
Ω2= 2∙S(2F – f). (15)
График подачи такого насоса получим посредством (аналитического или графического) суммирования ординат графиков подачи для каждого цилиндра, построенных в одной системе координат с учетом угла смещения между их кривошипами (рис. 10, кривая черного цвета).
Рис. 10. График подачи двухцилиндрового насоса двойного действия
Объем жидкости, подаваемой трехцилиндровым насосом одинарного действия, вычислим по формуле: Ω3 = 3∙F∙S (16).
График подачи трехцилиндрового насоса одинарного действия (рис.11)
Рис. 11. График подачи трёхцилиндрового насоса одинарного действия.
строится аналогично предыдущему случаю: в начале (в одной системе координат) строят графики подачи для каждого цилиндра со смещением друг относительно друга на 1200, а затем, суммируя (аналитически или графически) их ординаты, при соответствующих угловых положениях кривошипа получают результирующую кривую (зеленая линия на рис. 11).
Теперь перейдем к вопросу о средней подаче.
Под средней подачей принято понимать усредненный во времени конечный объем жидкости, подаваемой насосом за определенное количество ходов поршня в единицу времени. Когда речь идет о средней подаче насоса, то чаще всего слово «средняя» опускают и говорят подача насоса.
Этот параметр выражают объёмом жидкости, подаваемой насосом в единицу времени и обозначают Q. Размерность подачи насоса м3/с, м3/час, л/с. Кроме того, в практике, размерность подачи может выражаться и в других единицах: кг/с, кг/мин., кг/час, Н/с, кН/с и т.д.
Подача насоса, вычисленная расчетным методом без учета влияния объемных потерь, сжимаемости жидкости и других факторов, называется идеальной подачей Qи. Действительная подача насоса Qд всегда меньше идеальной подачи Qи. Отношение действительной подачи насоса к идеальной есть коэффициент подачи α: α= Qд/Qи.
Коэффициент подачи α зависит от ряда факторов, главными из которых являются сжимаемость жидкости и свободного газа, деформация деталей гидравлической части, подверженных действию давления жидкости, вязкость перекачиваемой жидкости, наличие утечек жидкости (в уплотнениях поршня, штока и цилиндровых втулок), запаздывание клапанов при открытии и закрытии, наличие вредного пространства в гидравлических коробках и проч.. Потому коэффициент подачи часто представляют в виде произведения нескольких коэффициентов α=α1· α2· α3,
где α1 – коэффициент наполнения цилиндров (α1=0,6÷1,0); α2 - коэффициент, учитывающий утечку жидкости из цилиндров через зазоры в цилиндро-поршневой паре, уплотнениях штоков, клапанах, прокладках и других местах (α2=0,95÷0,99); α3 – коэффициент, учитывающий влияние сжимаемости перекачиваемой жидкости, обусловленной в основном результатом сжатия содержащегося в ней газа (α3=0,9÷1,0).
Сложность гидравлических явлений, происходящих в различных элементах поршневого или плунжерного насоса, заставляют при определении коэффициента подачи в основном опираться на экспериментальные данные. Для ориентировочного расчета подачи принимают α=0,800,98.
5. Степень неравномерности подачи
Рассматривая представленные графики подачи видно, что значения подачи меняются от некоторой минимальной величины до максимальной. Колебания подачи насоса принято оценивать отношением максимальной мгновенной подачи dΩмакс. к средней мгновенной подаче dΩср. Это отношение называют степенью неравномерности подачи ψ:
Ψ=. (17)
В случае одноцилиндрового насоса одинарного действия максимальная величина мгновенной подачи dΩмакс. будет равна dΩмакс.=, а мгновенная средняя подача – dΩср.= .
Тогда степень неравномерности подачи в соответствии с уравнением (17) будет равна:
Ψ=, (17а)
где yмакс. и yср. – максимальное и среднее значение ординаты на графике подачи.
Среднее значение ординаты yср. на графике подачи может быть найдено из условия равенства площадей фигур, заключенных под кривой подачи реального насоса и под линией подачи идеального насоса. Применительно к одноцилиндровому насосу одинарного действия, график подачи которого приведен на рис. 8, площадь Ω1, заключенная под синусоидой согласно уравнению (12), равна Ω1=F·2r, а равновеликая ей площадь Ω1и, заключенная под линией подачи идеального насоса, равна Ω1и= yср.·2π·r. Приравнивая эти площади, получим:
F·2r = yср.2π·r, откуда yср= F/π. Подставив значение yср в уравнение (17а), получим: Ψ= = =3,14.
Приведенный метод вычисления степени неравномерности подачи универсален и может быть применен к поршневому или плунжерному насосу с любым числом цилиндров и различной кратностью действия. Вначале необходимо найти максимальное значение амплитуды на результирующей кривой графика подачи насоса и объем жидкости, подаваемой всеми цилиндрами насоса за один оборот кривошипного вала. Максимальная амплитуда на графике подачи может быть определена графическим или аналитическим методом. Затем, по известной подаче рассматриваемого насоса, вычисляют среднее значение ординаты графика подачи идеального насоса путём деления объёма жидкости, подаваемой всеми цилиндрами насоса за один оборот кривошипного вала на 2πr. Завершают расчет степени неравномерности подачи по формуле (17а).
Используя приведенную методику легко показать, что для одноцилиндрового насоса двойного действия этот коэффициент, при значениях диаметра штока и поршня, указанных на рис. 9, будет равен ψ=1,71. Если же пренебречь диаметром штока, то ψ=1,57. У трехцилиндрового насоса одинарного действия ψ=1,047; у пятицилиндрового насоса одинарного действия этот коэффициент равен 1,016.
Таким образом, степень неравномерности подачи зависит от числа цилиндров насоса, кратности их действия и от отношения диаметра штока к диаметру поршня.
6. Анализ изменения давления в цилиндре насоса в период всасывания
Рассмотрим процесс всасывания одноцилиндрового приводного насоса одинарного действия, который откачивает жидкость из приемного резервуара открытого типа. Давление на поверхности жидкости постоянно и равно ро, ось цилиндра насоса, расположенного горизонтально, находится на высоте zв от свободной поверхности перекачиваемой жидкости плотностью ρ.
Рис. 10. Схема одноцилиндрового насоса одинарного действия.
Запишем уравнение Бернулли для двух сечений 1–1 и 2–2, приняв за плоскость сравнения сечение 1–1:
, (18)
где v1 – скорость перемещения поверхности жидкости в сечении 1–1; z2=zв – вертикальное расстояние между сечением 1–1 и центром тяжести сечения 2–2, совпадающего с поверхностью поршня, контактирующей с жидкостью; p2=pц – давление жидкости в цилиндре насоса в период всасывания; v2=vп – скорость движения жидкости в цилиндре, равная скорости поршня; – потери энергии на перемещение жидкости между рассматриваемыми сечениями.
При круговой циркуляции жидкости (характерной для ряда операций, выполняемых на скважинах) поверхность жидкости в приемном резервуаре практически неподвижна и тогда v1=0.
Решая уравнение (18) относительно напора в цилиндре с учетом высказанных замечаний, получим:
. (19)
Потери энергии между сечениями 1-1 и 2-2 состоят из потерь в местных сопротивлениях всасывающего трубопровода, потерь по длине и потерь на преодоление сил инерции в цилиндре и в трубопроводе:
=+++. (20)
Установлено, что потери в клапане изменяются особым образом в сравнении с другими местными сопротивлениями, поэтому выделим эти потери в виде отдельного слагаемого. Тогда местные потери представим в виде:
=, (21)
где – потери напора во всасывающем клапане; – скорость движения жидкости во всасывающем трубопроводе; – коэффициент местных потерь i-го местного сопротивления всасывающего трубопровода.
Выражая в уравнении (21) скорость движения жидкости в трубопроводе через скорость поршня, получим:
=, (22)
где – площадь поперечного сечения всасывающего трубопровода.
Потери напора по длине всасывающего трубопровода (в уравнении 20) представим по известной формуле Дарси-Вейсбаха:
=, (23)
где λ – коэффициент гидравлического трения; lв – длина всасывающего трубопровода; dв – внутренний диаметр всасывающего трубопровода.
С учетом отмеченных замечаний и обозначений, уравнение (19) примет вид:
. (24)
Объединим потери в местных сопротивлениях с потерями по длине:
+= , (25)
где – приведенный коэффициент гидравлических сопротивлений всасывающего трубопровода.
Подставив в уравнение (25) скорость движения поршня по уравнению (9), без учета влияния длины шатуна, получим:
. (26)
Потери напора на преодоление сил инерции жидкости в цилиндре вычислим по формуле:
, (27)
где mц – масса жидкости в цилиндре.
Аналогично вычислим потери напора на преодоление сил инерции жидкости в трубопроводе:
, (28)
где mт – масса жидкости во всасывающем трубопроводе.
Для исключения из уравнений (26), (27) и (28) тригонометрических функций, воспользуемся уравнением (8) из которого выразим cosφ, а затем – sinφ:
cosφ. (29)
. (30)
Подставив выражение (30) в уравнения (26), а (29) – в уравнения (27) и (28), получим:
=. (31)
. (32)
. (33)
Кроме того, преобразуем в уравнении (24) выражение для скоростного напора к виду:
. (34)
Подставив выражения (31) – (34) в уравнение (24) и выполнив некоторые преобразования, получим:
(35)
Умножив правую и левую части уравнения (35) на (ρ∙g) получим зависимость давления в цилиндре насоса от величины х перемещения поршня:
(36)
Анализ уравнения (36) показывает, что минимальное давление в цилиндре насоса (рис. 11) будет в начале процесса всасывания (при х=0), а максимальное – в конце (при х=2r). Тогда уравнение (36) для начала процесса всасывания принимает вид:
(37)
Для конца процесса всасывания уравнение (36) примет вид: .
С практической точки зрения наибольший интерес представляет величина давления в цилиндре насоса для начала процесса всасывания. Дело в том, что при снижении давления в цилиндре до давления насыщенных паров (для данного рода жидкости) из жидкости станет выделяться газ, который не только уменьшит наполнение цилиндра жидкостью, но даже может привести к срыву подачи насоса.
6. Анализ изменения давления в цилиндре насоса в период нагнетания
Рассмотрим процесс нагнетания жидкости одноцилиндровым насосом одинарного действия в нагнетательную линию общей длиной lн, состоящий из нескольких участков различного диаметра (рис. 10). Ось цилиндра насоса расположена горизонтально, геометрическая высота нагнетания равна zн, перекачиваемая жидкость имеет плотность ρ, в конце нагнетательного трубопровода поддерживается постоянное давление pк.
Запишем уравнение Бернулли для сечений 2–2 и 3–3:
, (39)
где р2=рц – давление жидкости в цилиндре насоса; v2=vп – скорость движения жидкости в цилиндре, равная скорости перемещения поршня; р3=рк – давление жидкости в конце нагнетательного трубопровода; v3=vк – скорость движения жидкости в конечном сечении нагнетательного трубопровода; – потери напора между рассматриваемыми сечениями 2-2 и 3-3.
Перепишем уравнение (39) с учетом приведенных замечаний:
. (40)
Потери энергии между сечениями 2-2 и 3-3 состоят из потерь в местных сопротивлениях нагнетательного трубопровода, потерь по длине и потерь на преодоление сил инерции в цилиндре и в трубопроводе.
При этом учтем, что потери в нагнетательном клапане изменяются аналогично потерям во всасывающем клапане, поэтому выделим эти потери в виде отдельного слагаемого. Местные потери представим в виде:
=, (41)
где – потери напора в нагнетательном клапане; – скорость движения жидкости в i-м участке нагнетательного трубопровода; – коэффициент местных потерь i-го местного сопротивления нагнетательного трубопровода.
Выразив в уравнении (41) скорость движения жидкости в трубопроводе через скорость поршня, получим:
=+, (42)
где – площадь поперечного сечения i-го участка нагнетательного трубопровода.
Потери напора по длине нагнетательного трубопровода, состоящего из j участков длиной ljн с диаметрами djн площадью поперечного сечения fjн как и ранее, вычислим по известной формуле Дарси-Вейсбаха:
=, (43)
где λjн – коэффициент гидравлического трения на j-м участке.
С учетом отмеченных замечаний и обозначений, уравнение (40) примет вид:
. (44)
Выражение, стоящее в квадратных скобках представляет собой сумму потерь в местных сопротивлениях и потерь по длине. Выполнив преобразование этого выражения, получим:
=, (45)
где – приведенный коэффициент гидравлических сопротивлений нагнетательного трубопровода.
Подставим в уравнение (44) уравнение (45) и выразим скорость движения жидкости vк в конечном сечении нагнетательного трубопровода через скорость поршня:
(46)
Подставив в уравнение (46) скорость поршня по уравнению (34), получим:
(47)
Потери напора на преодоление сил инерции жидкости в цилиндре и нагнетательном трубопроводе вычислим аналогично всасывающему трубопроводу:
. (48)
Потери напора на преодоление сил инерции в j-м участке нагнетательного трубопровода вычислим по формуле:
, (49)
где - длина j-го участка нагнетательного трубопровода.
Сумма потерь на преодоление сил инерции по всей длине нагнетательного трубопровода будет равна сумме потерь во всех его участках:
, (50)
где Lн – приведённая длина нагнетательного трубопровода.
Заменив в уравнениях (48) и (50) cosφ по выражению (29) соответственно получим:
(48а); (50а)
Подставив в уравнение (47) потери напора на преодоление сил инерции жидкости в цилиндре и нагнетательном трубопроводе по уравнениям (48а) и (50а) и умножив правую и левую часть уравнения (47) на (ρ∙g), получим:
Pц=Pк+. (51)
На рис. 12 приведена графическая зависимость давления в цилиндре насоса в период нагнетания, построенная по уравнению (51). При построении графика нужно иметь в виду, что к моменту начала нагнетания поршень насоса совершил полный ход равный S=2r. Поэтому текущая координата х, характеризующая положение поршня будет равна:
х= S–хн
Максимальное давление в цилиндре насоса будет в начале нагнетания, т.е. при х=0, а минимальное – в конце нагнетания при х=2r.
Pцmax=Pк+;
Pцmin=Pк+ .
7. Расчет процесса всасывания поршневого (плунжерного) насоса.
Ранее было установлено, что в процессе всасывания минимальное давление в цилиндре насоса наблюдается в начале всасывания. Из физики известно, что при понижении давления ниже давления насыщенных паров из жидкости начинает выделяться растворенный в ней газ. В результате этого цилиндр насоса, его рабочая полость, будет наполняться жидкой фазой в меньшем объёме, подача насоса снизится или даже прекратится. Поэтому необходимо принять меры к недопущению такого явления. Исходя из изложенного можно записать следующее уравнение для нормального всасывания:
>pнп+Δp, (52)
где pнп – давление насыщенных паров для перекачиваемой жидкости;
Δp – гарантийный противокавитационный запас давления, принимаемый равным 2 кПа.
7. Конструкции насосов.
7.1. Насос НБТ-600
Насос НБТ-600 – трехцилиндровый, горизонтальный, приводной. Предназначен для нагнетания промывочной жидкости под высоким давлением в скважину при геологоразведочном и эксплуатационном бурении.
Рис. 11. Продольный разрез трехцилиндрового насоса НБТ-600.
1 — всасывающий коллектор; 2 — крышка клапанной коробки; 3, 5 всасывающий и нагнетательный клапаны; 4 – крышка клапана; 6 – пневмокомпенсатор; 7 – нагнетательный коллектор; 8 — цилиндровая втулка; 9 — шток; 10 – быстросъемный хомут; 11 — надшток; 12 — крейцкопф; 13 — шатун 14 — станина насоса; 15 —трансмиссионный вал; 16 — эксцентрик; 17 — коренной вал.
Рабочие параметры насоса приведены в таблице 1.
Таблица 1
|
Диаметр поршня, мм |
180 |
170 |
160 |
150 |
140 |
130 |
120 |
||
|
Давление на выходе (паспортное), МПа |
11,3 |
12,7 |
14,3 |
16,2 |
18,7 |
21,6 |
25,0 |
||
|
Число ходов, мин-1. |
Мощность привода, кВт |
Полезная мощность, кВт |
Теоретическая подача, л/с |
||||||
|
135 |
600 |
475 |
42,9 |
38,3 |
33,9 |
29,8 |
26,0 |
22,3 |
19,1 |
|
125 |
555 |
439 |
39,7 |
35,4 |
31,4 |
27,6 |
24,0 |
20,7 |
17,7 |
|
115 |
511 |
404 |
36,5 |
32,6 |
28,9 |
25,4 |
22,1 |
19,0 |
16,2 |
|
100 |
445 |
352 |
31,8 |
28,3 |
25,1 |
22,1 |
19,2 |
16,6 |
14,1 |
7.2. Насос У8-6М
Насос У8-6М – горизонтальный, приводной, двухцилиндровый, поршневой, двойного действия. Насос предназначен для нагнетания промывочной жидкости при бурении скважин и при проведении других технологических операций.
Рис. 12. Буровой насос У8–6М
1 – поршень; 2 – цилиндровая втулка; 3 – крышка цилиндра; 4 – упорный стакан; 5 – нагнетательный клапан; 6 – корпус клапанной коробки; 7 – пневмокомпенсатор; 8 – сальниковое уплотнение штока; 9 – шток; 10 – корпус насоса; 11 – трансмиссионный вал; 12 – коренной вал; 13 – ведомая головка шатуна (эксцентрик); 14 – шатун; 15 – крейцкопф; 16 – направляющие крейцкопфа; 17 – надставка штока.
Основные параметры насоса приведены в таблице 2.
|
Диаметр поршня, мм |
200 |
190 |
180 |
170 |
160 |
150 |
140 |
130 |
||
|
Давление на выходе (паспортное), МПа |
10,0 |
11,1 |
12,5 |
14,3 |
16,3 |
19,0 |
22,3 |
25,0 |
||
|
Число ходов в мин. |
Мощность, кВт |
Теоретическая подача, л/с |
||||||||
|
привода |
полезная |
|||||||||
|
66 |
585 |
497 |
50, 9 |
45,5 |
40,4 |
35,5 |
31,0 |
26,7 |
22,7 |
18,9 |
|
60 |
532 |
451 |
46,2 |
41,4 |
36,9 |
32,2 |
28,1 |
24,2 |
17,2 |
17,2 |
|
55 |
484 |
412 |
42,3 |
37,9 |
33,8 |
29,5 |
25,7 |
22,2 |
15,7 |
15,6 |
|
50 |
440 |
370 |
38,4 |
34,4 |
30,7 |
26,8 |
23,4 |
20,2 |
14,3 |
14,1 |
Таблица 2
Диаметр штока – 80 мм; диаметр шкива – 1400 мм; число клиновых приводных ремней – 18; масса насоса – 27000 кг.
8. Узлы и детали насосов.
8.1. Гидравлические коробки.
Гидрокоробки выполняются одноцилиндровыми или многоцилиндровыми. Двухцилиндровые насосы, как правило, снабжаются индивидуальными коробками для каждого цилиндра. В некоторых конструкциях индивидуальные коробки после сборки их со станиной соединяются болтовыми соединениями или сваркой. В многоцилиндровых насосах гидрокоробки нередко бывают исполнены в виде блока цилиндров.
Рис. 13. Гидравлические коробки.
Стальные литые коробки (рис. 13 а) используют при давлении не свыше 25,0 МПа, а кованые (рис. 13 б) – при более высоком давлении. Фирмы США нередко используют ковано-сварные гидрокоробки.
Конструкция гидравлической коробки выполняется таким образом, чтобы нагнетательный клапан располагался в верхней части коробки, а форма каналов была такой, чтобы газ или воздух, скапливающийся в цилиндре, мог свободно удаляться во время хода нагнетания через клапан в нагнетательный трубопровод.
8.2. Станина бурового насоса.
Станина служит для размещения всех деталей приводной части насоса. Общий вид станины бурового насоса У8 – 6МА2 показан на рис. 14.
Рис. 14. Станина бурового насоса У8 – 6М
1 – гнезда под сальники надштоков (контрштоков); 2 – гнезда для
размещения подшипников трансмиссионного и коренного валов.
Станина бурового насоса должна быть достаточно жесткой. Это достигается посредством придания элементам станины специальных геометрических форм и применения высокопрочных материалов. Станину бурового насоса изготавливают чаще всего методом литья, реже – методом сварки. Как в одном, так и в другом случае отдельные поверхности станины подвергают механической обработке: расточке, фрезерованию, строганию, сверлению и т.д.
8.3. Поршни насосов. В современных поршневых насосах используются разнообразные конст рукции поршней, различающиеся устройством манжет, способом их крепления к сердечнику, посадкой его на шток и др. Цельный поршень бурового насоса двойного действия (рис. 15) состоит из стального сердечника 2 и привулкани зированных к нему с двух сторон резиновых манжет 1 и 3 с губами самоуплот няющейся конструкции. Манжеты разделены между собой буртом стального сердечника, воспринимающего действие давления и сил трения стороны ре зины. Сердечник поршня имеет фигурные проточки для увеличения прочности соединения резины с металлом. Нередко в его выступающем бурте делают сквозные отверстия, необходимые для заливки резиной второй половины поршня при его изготовлении. Сердечник изготавливают из углеродистой стали. Поршни из резины на натуральном каучуке предназначены для работы на жидкости, не содержащей нефти, а из синтетической маслотеплостойкой резины – для обычных условий работы.
Наружный диаметр губы манжеты делается несколько большим (на 3 - 4 мм), чем диаметр отверстия цилиндровой втулки. Благодаря этому создается предварительный прижим губы к втулке, необходимый для правильного действия самоуплотняющейся манжеты. Натяг манжеты предусматривается лишь на участке, выходящем за пределы сердечника. Поверхность манжеты, находящаяся над сердечником, выполняется относительно цилиндровой втулки с гарантированным зазором. Во время работы насоса манжета поршня давлением жидкости плотнее прижимается к поверхности втулки, обеспечивая надежное уплотнение.
На рис. 16 а и б показана конструкция поршня сборного типа с резинометаллическими самоуплотняющимися манжетами. Поршень состоит из металлического сердечника 1, двух эластичных манжет 2, двух прижимных колец 3 и двух стопорных колец 4. Отверстие в сердечнике для посадки на шток выполнено коническим. На цилиндрической поверхности сердечника с обоих краев имеются канавки для размещения в них стопорных колец 4.
Использование резинотканевых манжет увеличивает срок службы поршня, так как достигается большая жесткость и лучшее предохранение резины от выдавливания в зазор между буртом сердечника и цилиндровой втулкой. По этим же причинам иногда применяют резинометаллические съемные манжеты.
Сердечник поршня имеет фигурные проточки для увеличения поверхности контакта резины с металлом.
Рис. 16. Поршень сборной конструкции.
а) – вид в сборе; б) вид в разобранном виде. 1 – сердечник; 2 – манжета; 3 – кольцо прижимное; 4 – стопорное кольцо.
Сердечник изготавливают из углеродистой стали. Поршни с манжетами из резины на натуральном каучуке предназначены для работы на жидкости, не содержащей нефти, а из синтетической маслотеплостойкой резины – для общих условий работы.
Срок службы поршня существенно зависит от величины рабочего давления и зазора между сердечником и цилиндром. Так, например, срок службы поршня сокращается примерно на 15% при увеличении зазора между цилиндром и сердечником от 0,12 мм до 0,5 мм при давлении около 10 МПа и уменьшается вдвое при давлении около 20 МПа.
8.4. Клапаны.
В поршневых и плунжерных буровых насосах, используемых для бурения глубо ких скважин, применяются самодействующие тарельчатые клапаны (рис. 17). Тарельчатый клапан состоит из неподвижного, закрепленного в гидрокоробке 10, седла 9, тарелки 8, уплотнительного кольца 7, пружины 6 и других деталей. Между гидрокоробкой 10 и седлом 9 находится уплотнительное кольцо 2. В нижней части седла 9 запрессована крестовина 1. Упругое уплотнительное кольцо 7 надето на тарелку сверху и закреплено на ней стальной шайбой 3 и стопорным кольцом 4. Во время работы насоса диск прижимается к седлу и тарелке давлением жидкости.
Верхняя и нижняя направляющие тарелки помещены соответственно во втулке 5 и в цилиндрическом отверстии крестовины 1. Пружина 6, упирающаяся верхним концом в крышку клапана, служит для более быстрой посадки тарелки во время закрытия клапана.
Угол конусности поверхности тарелки (и соответственно посадочной поверхности седла) принимают 900 или 1200.
Седла клапанов изготавливают из стали 40ХС с объемной закалкой. Тарелки изготовляют из стали 40Х, может использоваться так же сталь 40ХНМА.
8.4.1. Основы теории тарельчатого клапана
Рассмотрим работу тарельчатого клапана поршневого или плунжерного насоса (рис. 18). Пусть тарелка клапана поднимается с некоторой скоростью υт. Количество жидкости, проходящей через отверстие седла клапана, будет равно количеству жидкости, проходящему через щель, которая образуется между тарелкой и седлом, плюс объем (), освобождаемый тарелкой клапана при своем подъеме вверх.
Площадь щели у открытого тарельчатого клапана с плоской тарелкой будет равна:
, (38)
где - коэффициент сжатия струи в щелевом зазоре; - высота подъема тарелки клапана над седлом; dт – диаметр тарелки.
На основании сказанного можно записать
, (51)
где - площадь поперечного сечения отверстия седла клапана; - средняя ско-
рость жидкости в седле клапана; - скорость жидкости в щелевом зазоре между тарелкой и седлом клапана.
При опускании клапана выражение (51) запишется в виде
. (52)
Рис. 18. Схема тарельчатого клапана.
Если принять направление движения тарелки клапана вверх положительным, а вниз – отрицательным, то общее выражение для подъема и опускания тарелки клапана запишется в виде (закон Вестфаля):
. (53)
Из (53) определим высоту подъема тарелки клапана:
. (54)
Уравнение постоянства расхода жидкости, движущейся в цилиндре и в отверстии седла клапана, можно записать как:
, (55)
где vп – скорость поршня ().
Запишем выражение (55) с учетом выражения для скорости поршня
. (56)
Тогда уравнение (54) примет вид:
. (57)
Найдем скорость подъема тарелки клапана . Для этого продифференцируем выражение (54) по времени:
. (58)
Если в выражении (58) отбросить член , который в сравнении с множителем составляет малую величину более высокого порядка, то выражение для определения скорости тарелки примет вид:
. (59)
Так как тарелка клапана движется неравномерно, то на тарелку будет действовать сила инерции, которую обычно в расчетах не учитывают вследствие её малой величины.
Уравнение равновесия сил, действующих на тарелку клапана, имеет вид:
. (60)
где - сила тяжести тарелки клапана в жидкости; R – сила сжатия пружины; - разность давлений над и под тарелкой клапана.
Разделив правую и левую часть уравнения (60) на () получим: , (61)
где ∆H – потери напора на клапане.
Применив известную из гидравлики зависимость для определения скорости истечения жидкости из отверстия или насадка, определим скорость истечения жидкости из щелевого зазора между тарелкой и седлом клапана:
, (62)
где φ – коэффициент скорости щелевого зазора.
Зависимость для определения высоты подъема тарелки клапана, с учетом выражений (57), (59) и (62) примет вид:
, (63)
где – коэффициент расхода клапана.
На рис. 19 показан графический вид зависимости (63). Синусоида 1 построена с использованием первого члена правой части уравнения (63), а косинусоида 2 – с использо-ванием второго члена этого же уравнения. Путем суммиро-вания ординат синусоиды 1 и косинусоиды 2 построена кривая 3, выражающая характер движения тарелки клапана, то есть изменение высоты её подъема в зависимости от угла поворота кривошипа. Кривая 3 указывает на несоответствие моментов открытия и закрытия клапана крайним положениям поршня. После того как кривошип повернется на угол φ1, тарелка клапана начинает подниматься. Кривошип повернулся на 1800, а клапан ещё открыт и тарелка находится на расстоянии h0 от опорной поверхности седла. После поворота кривошипа на угол (1800+ φ2) произойдет закрытие клапана.
Угол φ1 – угол запаздывания клапана при открытии, а φ2 – угол запаздывания клапана при закрытии.
Углы запаздывания φ1 и φ2 можно определить при помощи той же зависимости (63). Клапан откроется при повороте кривошипа на угол φ1, определяемый из условия, что при φ = φ1 h = 0.
. (64)
Ни один из параметров, входящих в множитель перед квадратными скобками, при работе насоса не равен нулю; нулю может быть равно только выражение в квадратных скобках:
= 0, или ,
отсюда
. (65)
Такую же зависимость получим и для угла φ2, однако в действительности φ1 и φ2 могут быть разными по величине.
Для клапана с плоской тарелкой (см. рис. 47) при (а – ширина опорной поверхности; - диаметр отверстия седла) С.Н. Рождественский рекомендует использовать следующую формулу для определения коэффициента расхода:
. (66)
Однако эта формула пригодна лишь для квадратичного режима движения жидкости через отверстие седла, а этот режим имеет место при Reщ10.
Здесь число Рейнольдса потока у входа в щель
Reщ=, (67)
где - гидравлический радиус щели, определяемый по формуле:
. (68)
С учетом зависимости (68) выражение (67) запишется в следующем виде:
Reщ=. (69)
Для конических тарельчатых клапанов с углом конусности β=450 С. Н. Рождественский рекомендует формулу
. (70)
Эта формула справедлива при числах Рейнольдса 25<Reщ<300.
Для кольцевых клапанов с плоской тарелкой и узкой опорной поверхностью О.В. Байбаков рекомендует следующую формулу для определения коэффициента расхода:
, (71)
где b – ширина прохода в седле клапана.
Формула (71) справедлива для Reщ<10.
Максимальный подъем тарелки клапана будет при φ = 900, тогда зависимость (63) примет вид
. (72)
Из рис. 19 (линия 4) видно, что hmax имеет место, когда поршень пройдет путь больше, чем , то есть в результате большего сопротивления отрыву тарелки от седла открытие происходит с рывком. Под действием силы инерции тарелки клапана её подъем происходит со скорость, превышающей скорость поршня в данном положении. Вследствие этого при дальнейшем подъеме тарелки клапана её скорость уменьшится и подъем будет более плавным. Об этом свидетельствует более пологий участок кривой.
Когда клапан открыт и через него протекает жидкость, гидравлические потери в нем определяют по формуле:
, (73)
где - максимальная скорость жидкости в отверстии седла клапана; - коэффициент гидравлического сопротивления клапана.
Опытами установлено, что гидравлические потери сравнительно мало меняется от высоты подъема тарелки клапана. Небольшое уменьшение происходит в период опускания тарелки клапана, то есть тогда, когда это не имеет практического значения для определения давления под клапаном. Поэтому величину рекомендуется определять для среднего положения поршня, когда и h=hmax.
В выражении (61) скорость выразим через скорость поршня v:
.
Тогда формулу (73) следует записать в виде
, (74)
Коэффициент гидравлического сопротивления зависит от конструкции клапана.
Для определения коэффициента известны следующие эмпирические формулы Баха:
1. Для тарельчатого клапана с плоской тарелкой без нижнего направления
(75)
где a – ширина поверхности соприкосновения тарелки и седла клапана; – опытная величина, которая находится в пределах 0,15 – 0,16; dс - диаметр отверстия седла клапана; h - высота подъема тарелки клапана.
Величину рекомендуется определять по формуле:
(76)
При пользовании формулами (75) и (76) должны быть выполнены следующие соотношения между размерами h, dс и a: 4< <10, 4 a< dс<10 a.
2. Для тарельчатого клапана с плоской тарелкой и нижними направляющими в виде ребер:
; (77)
, (78)
где – величина, равная 1,70÷1,75; - число ребер; - ширина ребра; - ширина поверхности соприкосновения тарелки и седла клапана.
Величину коэффициента выбирают в зависимости от степени стеснения ребрами площади поперечного сечения отверстия седла 0,8≤<1,6; =0,80 ÷ 0,87, где F - площадь поперечного сечения ребер тарелки клапана; Fс – площадь отверстия седла клапана.
3. Для тарельчатого клапана с конусной опорной поверхностью и верхним направляющим в виде стержня
. (79)
При пользовании эмпирической формулой (59) должны выполняться следующие условия: 4< <10; .
8.4.2. Расчет клапана.
Условие безударной посадки тарелки клапана на седло.
Для определения основных размеров клапана поршневого насоса (диаметр отверстия седла, диаметр тарелки, максимальная высота подъема клапана, вес тарелки и сила натяжения пружины) производится гидравлический расчет, после чего определяются остальные конструктивные размеры деталей клапана. Расчету на прочность подвергается тарелка клапана, а также устанавливается возможность наиболее длительной эксплуатации взаимно соприкасающихся поверхностей тарелки и седла клапана.
Если через клапан поршневого насоса перекачивается двухфазная жидкость с содержанием твердой фазы (например, глинистый раствор), абразивные свойства которой могут разъедать смачиваемую поверхность седла. Опорные поверхности тарелки и седла клапана, то тарелку и седло клапана у таких насосов изготавливают из легированных сталей с последующей термической обработкой отмеченных поверхностей, что увеличивает их твердость и сопротивляемость износу.
Спокойная работа клапана может быть обеспечена при отсутствии стука в процессе посадки тарелки на седло. В настоящее время существуют несколько методов определения условий безударной посадки тарелки на седло клапана.
При работе на воде максимальная скорость посадки тарелки клапана на седло, при которой появляется стук, составляет мм/с.
Профессор И. И. Куколевский опытным путем установил, что посадка тарелки клапана на седло происходит без заметного стука, если мм/с, где - максимальная высота подъема тарелки клапана, мм; - угловая скорость вращения кривошипа.
При , где n – частота вращения кривошипа, мин-1, мм/с, или при
(80)
С помощью этого выражения можно определить при известном n.
Большее значение зависимости (68) следует принимать для более легкой тарелки клапана, у которой скорость посадки и запаздывание закрытия меньше, чем у массивных клапанов, работающих при тех же условиях. Важное значение, для работы клапанов имеет вязкость перекачиваемой жидкости, с увеличением которой смягчается посадка тарелки на седло.
Конструкция клапанов современных буровых поршневых насосов, предназначенных для перекачки глинистых растворов, вязкость которых больше, чем вязкость воды, позволяет осуществлять безударную посадку тарелки клапана при
В этом случае обеспечиваются приемлемая скорость посадки тарелки клапана и достаточный срок службы.
В буровых поршневых насосах причиной износа клапана является не ударная посадка тарелки клапана со стуком, а наличие в промывочной жидкости твердых частиц, которые, попадая на опорную поверхность клапана, вызывают местное поверхностное выкрашивание. При этом нарушается герметичность, что и становится причиной разрушения резинового уплотнения.
После определения расчет производят с использованием формулы (45). С помощью этой формулы запишем выражение для определения диаметра тарелки клапана:
Коэффициенты расхода можно найти при помощи формул (54), (58) и (59). Если конструкция клапана и условия его эксплуатации не позволяют использовать отмеченные эмпирические формулы, то для определения μ следует воспользоваться опытными данными. Коэффициент расхода должен как можно меньше отличаться от максимального (для воды ).
Величина теоретической скорости сщ обычно берется в пределах 3 – 6 м/с. При перекачке вязких, горячих и легкоиспаряющихся жидкостей теоретическая скорость истечения из – под клапана может быть и меньше, чем 3 м/с. Если поршневой насос работает с отрицательной высотой всасывания, то скорость сщ может быть больше, чем 6 м/с (у быстроходных поршневых насосов с об/мин можно принять м/с).
Скорость в отверстии седла нагнетательного клапана принимается от 2 до 4 м/с. а в седле всасывающего клапана – от 1 до 3 м/с. Зная скорость сщ определяют нагрузку на клапан при помощи формулы
. (81)
После преобразования выражения (81) формула для расчета натяжения пружины запишется следующим образом:
. (82)
Силу тяжести G тарелки клапан и пружины в перекачиваемой жидкости надо принимать как можно меньше для уменьшения массы и связанной с ней инерции.
При закрытом клапане натяжение пружины должно составлять
По известным формулам определяют размеры пружины:
, (83)
где -радиус пружины; - допускаемое напряжение кручения;
, (84)
где - постоянная пружины (85)
( - модуль упругости второго рода, модуль сдвига).
Радиус пружины выбирается из конструктивных соображений. Ширину а опорной поверхности тарелки клапана обычно берут в пределах 2 – 5 мм.
Во избежание смятия и возникновения остаточной деформации опорную поверхность клапана следует проверить на удельное давление. Допускаемое удельное давление при закаленных опорных поверхностях клапана 78,4 МПа.
В клапанах буровых поршневых насосов проекция площади опорной поверхности тарелки на плоскость, перпендикулярную к оси клапана, определяется по допускаемым удельным давлениям так, чтобы в пределах ещё можно было поместить резиновое уплотнение шириной 7 – 9 мм.
Для клапанов буровых насосов ,
а ширина резиновой поверхности .
Толщина тарелки клапана δкл должна обеспечить соответствующую жесткость с тем, чтобы прогиб её не нарушал герметичность клапана.
Тарелка клапана рассчитывается как круглая пластина, нагруженная равномерной нагрузкой и опирающаяся на жесткий контур. Расчетная формула записывается так:
, (86)
где dс – диаметр отверстия седла клапана; рн - наибольшее давление в цилиндре; - допустимое напряжение изгиба пластины.
Установлено, что нормальная, безударная работа клапана происходит при соблюдении условия:
hmax∙n ≤ 700, (87)
где hmax – максимальная высота подъёма тарелки над седлом, мм; n – число двойных ходов поршня в минуту.
У современных буровых насосов максимальная высота hmax подъема тарелки над седлом составляет в среднем 6 мм, но у некоторых насосов она может достигать 10 – 15 мм.
8.5. Пневмокомпенсаторы
Рассматривая графики подачи поршневых и плунжерных насосов (рис. 6 – 9) видно, что всасывание и нагнетание насосов сопровождается пульсацией подачи, которая вызывает колебание давления во всасывающей и нагнетательной линии. В результате этого на трубопроводы и все детали насоса действуют циклические нагрузки, которые сокращают продолжительность службы трубопроводов и узлов и деталей насосов. Для выравнивания скорости потока жидкости во всасывающем и нагнетательном трубопроводах и снижения динамических нагрузок на работу насоса и трубопроводов на всасывающей и нагнетательной линиях в непосредственной близости от насоса устанавливают пневмокомпенсаторы. Наибольшее распространение получили пневмокомпенсаторы сферической и цилиндрической формы (рис. 20). Пространство а, заключенное между корпусом 1 и диафрагмой 3, (рис. 20а) и корпусом 1 и цилиндрической манжетой 3, (рис. 20в) заполнено азотом который находится под давлением ра, равном (0,4–0,8) от среднего давления жидкости в трубопроводе рср. При заполнении газовой полости азотом диафрагма 3 принимает форму внутренней поверхности корпуса 1 (рис. 20а) или форму перфорированного патрубка (рис. 20в). Для предотвращения выдавливания диафрагмы в проходное отверстие, в центральной её части завулканизирован металлический сердечник 2.
а) в)
Рис. 20. Пневмокомпенсаторы буровых насосов.
а) сферического типа; в) цилиндри ческого типа.
а): 1–корпус; 2–металлический сердечник; 3–диафрагма; 4–манометр; 5–вентиль. в): 1–корпус; 2–перфорированный патрубок; 3–цилиндрическая диафрагма; 4–коллектор.
Манометр 4 предназначен только для контроля давления при заполнении компенсатора газом и для кратковременной проверке наличия и величины давления газа в компенсаторе при неработающем насосе. Во всех остальных случаях, во избежание утечек газа и порчи диафрагмы, игольчатый вентиль 5 должен быть закрыт.
Во время работы насоса промывочная жидкость при давлениях выше давления газа в полости компенсатора поднимает диафрагму, сжимая газ до тех пор, пока давление газа и перекачиваемой жидкости не выравниваются.
В периоды времени, когда мгновенная подача жидкости насосом превышает среднюю, часть жидкости поступает в компенсатор, дополнительно сжимая газ, а когда мгновенная подача меньше средней, то происходит возмещение недостатка подачи за счет увеличения объема газа компенсатора. Поэтому диафрагма компенсатора во время работы насоса все время совершает колебательное движение. Надежность и долговечность работы диафрагмы в значительной степени определяются точностью соблюдения рекомендаций по заполнению сжатым воздухом или газом газовых полостей пневмокомпенсаторов.
Остановимся на методике расчета пневмокоипенсатора.
При расчете пневмокомпенсатора принимают, что относительное изменение давления газа, равное относительному изменению давления жидкости в трубопроводе, не должно превышать 0,02 – 0,05, то есть:
δ ==0,02 – 0,05, (76)
где δ – относительное изменение давления газа в пневмокомпенсаторе; ∆рг – абсолютное изменение давления газа в пневмокомпенсаторе, равное разности между максимальным рmax и минимальным pmin давлением жидкости во всасывающем (нагнетательном) трубопроводе; рср.– среднее давление,
рср.=( рmax+ pmin)/2.
Принято считать, что средний объем газа Vср., находящегося в пневмокомпенсаторе, должен составлять 2/3 внутреннего объема Vк пневмокомпенсатора:
, (77)
Считая, что процесс сжатия и расширения газа происходит при постоянной температуре, можно записать:
, (78)
где ∆Vг – изменение объема газа в пневмокомпенсаторе.
Перепишем выражение (78) с учетом (76) и (77):
δ = (79)
Подставив в уравнение (79) δ=0,03, решим его относительно Vк:
Vк=. (80)
Для определения изменения объема газа ∆Vг в пневмокомпенсаторе обратимся к графику подачи одноцилиндрового насоса одинарного действия (рис. 21), который, как уже отмечалось ранее, имеет наибольшую величину степени неравномерности подачи ψ=3,14.
Рис. 21. График подачи одноцилиндрового насоса одинарного действия
Площадь, ограниченная синусоидой (со штриховкой вправо) равна объему жидкости, подаваемой реальным насосом, а равновеликая площадь, изображенная в виде прямоугольника – представляет постоянную подачу фиктивного насоса.
Определим среднюю ординату yср графика подачи фиктивного насоса из условия равенства подач реального и фиктивного насосов:
; от куда . (81)
Аналогично можно найти ординату yср равновеликой площади на графиках подачи и для других насосов (см. рис. 7 – 9).
Сравнивая оба графика (рис. 18) подачи видно, что в точках а и с значения ординаты мгновенной подачи реального и фиктивного насосов равны: уа= yср=ус.
Тогда: ; ; ′; φс=1800-18025′=161035′.
Когда мгновенная подача насоса превышает среднюю, часть жидкости поступает в компенсатор, сжимая газ на величину ∆Vг. Очевидно, что часть площади, ограниченная кривой аbс графика мгновенной подачи реального насоса и линией средней ординаты yср и есть тот объем жидкости, который поступит во внутреннюю полость пневмокомпенсатора и сжимает газ на величину ∆Vг.
∆Vг= (82)
Подставив полученную величину ∆Vг в выражение (80) получим:
Vк= 50∙0,55FS = 27,5FS.
Расчет объема пневмокомпенсатора для насосов других типоразмеров производится аналогично.
По мере уменьшения степени неравномерности подачи будет снижаться пульсация подачи и изменения объема газа ∆Vг в пневмокомпенсаторе. Однако необходимо иметь ввиду, что при замене цилиндровых втулок с меньшего размера на больший подачи насоса увеличится и абсолютная величина изменения объема газа в пневмокомпенсаторе так же возрастет. Поэтому определение объ-
|
Рабочее давление жидкости р, МПа |
Рабочее давление газа, МПа |
|
До 10 |
От 0,4 р до 0,6 р |
|
От 10 до 15 |
6 |
|
От 15 до 25 |
9 |
ема пневмокомпенсатора следует вести исходя из максимальной величины применяемых цилиндровых втулок.
Величина начального давления газа в пневмокомпенсаторе приведена в таблице.
8.6. Предохранительные устройства
На рис. 22а приведен предохранительный клапан с разрушаемой диафрагмой. Нижней частью корпус 1 клапана крепится к нагнетательному трубопроводу. Средняя часть корпуса закрыта тарированной металлической диафрагмой 2, которая разрушается при определенном давлении. При разрушении диафрагмы через открывшееся отверстие жидкость вытекает в сливную трубу и приемную емкость. Для замены диафрагмы останавливают насос, удаляют разрушенную и ставят новую диафрагму, устраняют причину, вызвавшую срабатывание предохранительного устройства и производят пуск насоса.
В рассмотренной конструкции предохранительного клапана используют латунные, чугунные или стальные диафрагмы.
Гвоздевой предохранительный клапан (рис. 22б) запирается резиновым самоуплотняющимся поршнем 3, насаженным на стержень 2, удерживаемый от осевого перемещения тарированным штифтом 1. При превышении давления в нагнетательной линии выше допустимой величины происходит срезание штифта 1, поршень 3 со стержнем 2 перемещаются вверх, а жидкость через боковой отвод направляется в приёмный резервуар. Поле остановки насоса и устранения причины роста давления, устанавливают новый штифт и производят пуск насоса.
8.7. Пусковые задвижки
Для снижения нагрузок на узлы и детали насоса при пуске обычно возникают высокие давления, обусловленные образованием структуры в буровом растворе и большими инерционными нагрузками. Для устранения этих недостатков нагнетаемую насосом жидкость вначале направляют по «малому» кругу циркуляции: насос – приемный резервуар через открытую пусковую задвижку (рис. 23), установленную в начале нагнетательной линии. Затем пусковую задвижку постепенно закрывают, заставляя жидкость направляться в большой круг циркуляции.
Рис. 23. Пусковые задвижки:
а) с ручным управлением: 1 – шар; 2 – корпус; 3 – седло; 4 – отжимной винт;
б) с пневматическим управлением: 1 – шар; 2 – корпус; 3 – седло; 4 – отжимной
стержень; 5 – пружина; 6 – диафрагма.
Пусковые задвижки бывают с ручным и пневматическим управлением .
Для нормальной работы задвижки с пневматическим управлением используется пневмосистема буровой на давление 0,8 МПа.
PAGE 46
Радиальные
Радиально- осевые
Осевые
Роторно- поршневые
Гидроцилиндры
Пластинчатые
Винтовые
Гидродинамические
Гидростатические
Вихревые
адиальные
(центробежные)
Диагональные
Осевые
Роторно- поршневые
Диафрагменные
Пластинчатые
Коловратные
Шестеренные
Винтовые
Плунжерные
Поршневые
Объемные
Лопаточные
Гидродвигатели
Насосы
Гидравлические машины
Лопаточные
Объемные
Гидропередачи
Рис. 15. Поршень неразборной конструкции.
1, 3 – манжета; 2 – сердечник.
Ω1и
Рис. 11. Зависимость давления в цилиндре от перемещения поршня.
Рц (х)
х
r
2rr
0
Ра
Р
Рц(х)
Рк
х
2r
r
Р
0
Рис. 12. Зависимость давления в цилиндре
насоса в период нагнетания
направление хода поршня