книги / Поршневые буровые насосы
..pdfвой втулки. Сложение ординат дает диаграмму 10 суммарной подачи жидкости из четырех насосных камер при минимальном
диаметре |
цилиндровой втулки. |
|
|
Каждой диаграмме мгновенной подачи соответствует линия |
|||
средней подачи от Qicp до Qiocp. |
минимальной мгновенной подач |
||
Отношение максимальной и |
|||
к средней находится в следующих пределах: |
|
||
4>1тах = |
= 1,3 < Ь тах = |
< Fornax = |
= 1,315. |
|
Ч 1СР |
4 f c P |
Ч 10СР |
|
|
|
(126) |
Ъ«Ш = |
= 0,73 < Ъ Ыа = |
< %от.п = |
= 0,63. |
|
Ч1ср |
sficp |
Чюср |
|
|
|
(127) |
Наибольшие отклонения максимальной и минимальной мгновен ной подачи от средней происходит при минимальном диаметре сменной цилиндровой втулки.
Соответствующие теоретические отклонения давления нагнета ния от средней величины при наибольшем диаметре цилиндровой
втулки принимают следующие |
значения: |
|
|
||||||
|
Plrnax |
__ |
/ |
Qlmax |
'/ = |
1,32= |
1,69 |
(128) |
|
|
Picp |
|
\ |
QICP |
> |
|
|
|
|
|
Pimin _ |
/ |
Qimin |
\ a = |
0,73a = |
0,54. |
(129) |
||
|
Picp |
\ |
|
QICP |
/ |
|
|
|
|
Например, при среднем давлении нагнетания 100 кгс/см2 об |
|||||||||
щая величина |
пульсации |
давления достигла бы при отсутствии |
|||||||
компенсатора |
69 + 46=115 |
|
кгс/см2. |
|
|
|
|||
Вместо расчета можно те же соотношения (128) и (129) |
|||||||||
величин пульсации определить |
|
по |
графику (рис. 62, а) |
при из |
|||||
вестной величине среднего давления нагнетания для насосов с двумя цилиндрами двустороннего действия.
При расчете по формулам (128) и (129) не учитывается неустановившийся характер потока, сжимаемость жидкости, упругость стенок трубы. Для насоса с двумя цилиндрами двустороннего дей ствия действительные отклонения давления, определенные осциллографированием, приблизительно на 20% меньше значений, полу чаемых по изложенной методике расчета.
Соответствующий график для определения соотношения состав ляющих общей пульсации давления для насоса с тремя цилиндрами двустороннего действия помещен на рис. 62,5. Действительные пульсации давления у этого насоса приблизительно на 25% больше вследствие большей частоты колебаний и более существенного поэтому влияния динамики потока.
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.
Рис. 62. |
График |
зависимости |
максимального (1) и минимального |
||
(3 ) давления |
от средней величины давления (2) |
нагнетания при ра |
|||
|
боте |
без |
компенсатора |
неравномерности |
подачи. |
с —для насоса с |
двумя цилиндрами двустороннего действия; |
б — для насоса с тремя ци |
|||
|
|
|
линдрами двустороннею действия. |
||
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 и давление уменьшается.
Изменение объема газа в компенсаторе или воздуха в воз душном колпаке определяется наибольшей из заштрихованных площадей, расположенных выше или ниже линии средней подачи.
При расчетах удобно пользоваться коэффициентом ф= — ,
позволяющим определить объем жидкости, входящей и выходящей из компенсатора за одни двойной ход поршня.
Сводная диаграмма подач, приведенная на рис. 61, позволяет графически определить величину каждой из заштрихованных пло щадок Q, и вычислить коэффициент избытка подачи
Ь = Т " |
(130) |
Fis |
|
для всех кривых от i= 1 (поршень максимального |
диаметра) до |
i —10=/7Z (поршень минимального диаметра). |
|
Значения г|э нанесены на графике (рис. 64) в зависимости от |
|
отношения |
|
в = |
(131) |
где clm— диаметр штока; Dn — диаметр поршня.
Величина отношения е при диаметре штока 65—80 мм приве дена в табл. 20.
|
|
|
|
|
|
|
|
Т а б л и ц а |
20 |
|
|
Значения еш= ^ ш/ £ п Для ^ш=65-т- 80 мм и Dn=110-r-200 |
мм |
|
|||||||
|
|
|
|
|
Диаметр £>п, мм |
|
|
|
|
|
</щ, мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
200 |
|
1 10 |
120 |
130 |
140 |
150 |
160 |
170 |
180 |
190 |
|
65 |
0,591 |
0,542 |
0,500 |
0,464 |
0,433 |
0,406 |
0,382 |
0,362 |
0,342 |
0,325 |
70 |
0,635 |
0,583 |
0,539 |
0,500 |
0,466 |
0,438 |
0,412 |
0,389 |
0,368 |
0,350 |
75 |
0,681 |
0,é25 |
0,577 |
0,535 |
0,500 |
0,469 |
0,441 |
.0,416 |
0,395 |
0,375 |
80 |
0,727 |
0,667 |
0,615 |
0,572 |
0,533 |
0,500 |
0,471 |
0,445 |
0,421 |
0,400 |
П р и м е ч а н и е . |
Значения ещ левее ломаноГг линии нс рекоменду.отси. |
Величина ф стремится к минимуму, фо=0,042 при е=0. Рассмотрим зависимость степени неравномерности давления
нагнетания от параметров газового компенсатора. Степень неравномерности давления нагнетания
|
Я |
__ |
Ртах |
" |
Pmin |
(132) |
|
ир |
|
|
|
||
|
|
|
Р с р |
|
|
|
Считая процесс изометрическим, получаем |
|
|||||
|
Ртах — Pmin |
^ т а х — ^min |
(133) |
|||
|
Рср |
|
|
|
^ ср |
|
|
|
|
|
|
||
где |
И^тах — объем газовой |
камеры |
компенсатора при давлении |
|||
Pmin, |
a IPmin — объем газовой |
камеры компенсатора при давле |
||||
нии Ртах-
О |
0,2 |
0,4 |
е |
Рис. 64. График зависимости ф от е.
Исходя из допущения, что весь избыток подачи аккумулируется в компенсаторе, можно записать
Wmax — ^ m in |
= ^ и з б = ^Fs- |
(134) |
Тогда из выражений (132), (133) и (134) получим |
|
|
ô„ = |
4>Fs |
(135) |
Wc„ |
||
или |
|
|
= -j-Fs. |
(136) |
|
Значения ф берут по графику |
(см. рис. 64). |
|
Величина UPcp представляет собой наибольший средний объем газовой камеры компенсатора, рассчитанный на полное гашение в компенсаторе колебаний подачи и движение жидкости в трубо проводе с постоянной скоростью.
Для расчета компенсатора необходимо определить следующие из его основных параметров.
1. Объем Wm газовой камеры при наименьшем диаметре ци линдровой втулки, соответствующем давлении нагнетания рт и заданной степени неравномерности давления нагнетания 6Р =
=0,05-^0,12.
2.Объем W\ газовой камеры при наибольшем диаметре ци линдровой втулки, соответствующем давлении нагнетания р\ и
заданной степени неравномерности давления нагнетания бр =
=0,054-0,12.
3.Объем Wo газовой камеры при давлении р0 предварительного наполнения и коэффициент U энергоемкости газового компенса тора,
U = WoPo = WlPl= |
. = WlPi= |
. = WmPm. |
(137) |
Величины p u ..., Pi, |
при расчете |
компенсатора |
известны |
из технической характеристики насоса. |
|
|
|
Объем Wm должен отвечать требованию |
|
|
|
Wm = f - F Bms, |
|
(138) |
|
|
6р |
|
|
где бр= 0,05-^0,12. Коэффициент фт — по |
графику (см. рис. 64) |
||
для максимального значения Bm=dm/Dnm при минимальном диа метре поршня Dam.
Объем определяют из соотношения |
|
|||
|
|
= ~ тРт . |
(139) |
|
|
|
Pi |
|
|
Необходимо при этом проверить выполнение условия |
||||
|
|
|
|
(140) |
|
|
ÔP |
|
|
где |
коэффициент г|ц — по графику |
(см. рис. 64) |
для минималь- |
|
кого |
dm |
|
|
_ |
значения ei = — |
при максимальном диаметре поршня DnI. |
|||
Величина давления ро предварительного наполнения должна |
||||
отвечать условию |
|
|
|
|
|
|
0.25Рт < Ро < 0,8р1( |
( H I ) |
|
где |
рт— наибольшее |
давление |
нагнетания, |
соответствующее |
поршню минимального |
диаметра Dnm\ р х— давление нагнетания, |
|||
соответствующее поршню наибольшего диаметра Dni.
Соблюдение неравенства ро>0,25/?т позволяет компенсатору эффективно работать при наибольшем давлении нагнетания. Усло
вие po<0,8pi необходимо для того, чтобы компенсатор действовал при поршне наибольшего диаметра и давлении нагнетания р\. Если давление нагнетания р\ ниже давления р0 предварительного 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.
Объем Wo газовой камеры определяют из соотношения
и г= £ и £ « _ . |
(142) |
Ро |
|
Газовый компенсатор к определенному насосу выбирают, ис ходя из величин W0l р0 и наибольшего рабочего давления рт.
Начальный объем газовой камеры должен быть не меньше величины, полученной по формуле (142).
Резиновая разделительная диафрагма должна без поврежде
ний |
выдерживать |
давление /?0, корпус рассчитывают на давле |
ние |
р>т с учетом |
величины пробного давления /?пр = (1,5ч-2)рт . |
Энергоемкость газового компенсатора для современных насо сов доходит при объеме = 80 л и давлении ро= 80 кгс/см2 до значений
U = WQp0 = 80-10—3 80. 104 = 6,4-104 кгс-м.
Энергоемкость U газового компенсатора путем увеличения значения сомножителей в выражении (137) может быть повышена. Однако это связано с увеличением либо размера корпуса, либо числа корпусов в блоке. Повышение давления р0 предварительного наполнения связано с необходимостью применения компрессора с соответствующим давлением нагнетания и с защитой эластич ной разделительной диафрагмы от повреждения при зарядке пневмокомпенсатора.
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, У8-6М, У8-7М). В табл. 22 помещен расчет для максимального диаметра £>ni цилиндровой втулки (поршня) и минимального Dnm по исходным данным, взятым из табл. 21.
Результаты показывают, что наибольшая неравномерность дав ления нагнетания относится к минимальному диаметру цилиндро вой втулки, наименьшая — к максимальному.
Исходные данные для расчета степени неравномерности давления нагнетания
|
|
|
|
|
Р,п |
|
Число |
Объем газо |
|
dm |
Л П1 |
Dnm |
|
Pt |
РО |
вой камеры |
|
||
|
|
|
S , м |
|
|
|
балло |
1 баллона |
|
|
|
|
|
|
|
нов, |
|
|
|
|
|
|
|
|
кгс/см2 |
|
шт. |
10“ 3 м |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
65 |
160 |
130 |
0,3 |
125 |
200 |
50 |
3 |
5,0 |
15,0 |
65 |
180 |
130 |
0,3 |
98 |
200 |
50 |
3 |
12,4 |
37,2 |
65 |
170 |
120 |
0,45 |
95 |
200 |
50 |
3 |
12,4 |
37,2 |
80 |
200 |
130 |
0,4 |
100 |
250 |
80 |
3 |
17,4 |
52,2 |
80 |
200 |
140 |
0,4 |
142 |
320 |
80 |
4 |
17,4 |
69,6 |
Т а б л и ц а 22
Расчет степени неравномерности давления нагнетания
|
(рнс.У63) |
|
Рп S , |
Ро |
W=W0— ôt |
^ n s |
(табл. 22) |
|
10 3 м3 |
Р |
Р |
W |
|
|
|
|
|
|
||
|
При максимальном диаметре цилиндровой втулки (поршня) Dnl |
|
||||
0,406 |
0,19 |
2,01 |
6,03 |
0,4 |
6,0 |
0,19 |
0,362 |
0,145 |
2,55 |
7,65 |
0,51 |
18,9 |
0,06 |
0,382 |
0,165 |
2,27 |
10,21 |
0,53 |
19,7 |
0,08 |
0,400 |
0,185 |
3,14 |
14,15 |
0,8 |
41,8 |
0,06 |
0,400 |
0,185 |
3,14 |
14,15 |
0,56 |
39 |
0,07 |
|
При минимальном диаметре цилиндровой втулки (поршня) Dnm |
|
||||
0,500 |
0,26 |
1,327 |
3,981 |
0,25 |
3,75 |
0,27 |
0,500 |
0,26 |
1,327 |
3,981 |
0,25 |
9,3 |
0,11 |
0,542 |
0,30 |
1,310 |
5,9 |
• 0,25 |
9,3 |
0,19 |
0,615 |
0,35 |
1,327 |
5,308 |
0,32 |
13,05 |
0,14 |
0,572 |
0,325 |
1,539 |
6,158 |
0,25 |
17,4 |
0,12 |
Степень неравномерности 8Р давления нагнетании при проме жуточных диаметрах сменных цилиндровых втулок заключена в пределах
(143)
Методика расчета основана на следующих предпосылках.
1. Весь объем избыточной подачи входит в компенсатор, когда подача жидкости цилиндрами насоса больше средней, и выходит из него, когда подача жидкости из цилиндров меньше средней (т)о= 1,0).
2. Все сопротивление трубопровода сосредоточено перед его началом, сразу за компенсатором.
3. В трубопроводе жидкость движется с постоянной скоростью
*Тр = ГТр • |
(144) |
где Qcp — средняя секундная подача насоса; FTp — площадь про ходного сечения трубопровода.
Рис. 65. |
Осциллограммы изменения давления в цилиндре насоса |
||
и усилия по штоку при различных значениях энергоемкости U |
|||
газового компенсатора |
(по данным |
Л. Н. Гороновича). |
|
U — равно |
в кгс-м ; а — 3,3 • 10е; |
б — 0,75 -10е; |
/, 2, 5 — давление в газовой |
камере; 3, |
4 — давление в трубопроводе; 5 — усилие по штоку (цифрами с |
||
|
индексом нуль отмечено положение |
нулевых линий). |
|
4. Инерцией массы и сопротивлением жидкости, заключенной в насосе между поршнем и началом трубопровода, можно пре небречь.
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 Tio<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 трубопроводе могут быть в 1,5—2 раза больше расчетной вели чины. Достаточное сближение расчета с практическими резуль татами достигается использованием опытных кривых мгновенной подачи жидкости из цилиндров вместо теоретических диаграмм.
Для предварительных расчетов и выбора газового компенса тора к поршневому буровому насосу с двумя цилиндрами двусто роннего действия можно рекомендовать приближенную эмпири ческую формулу
|
|
= 80 — , |
|
(145) |
|
|
п |
|
|
где Wo — начальный объем |
газовой камеры |
компенсатора в дм3; |
||
50 — опытный коэффициент; Q — наибольшая |
подача насоса в. |
|||
дм3/с; п — число |
двойных |
ходов поршня в |
1 |
мин, соответствую |
щее наибольшей |
подаче. |
решение задачи |
о |
неустановившемся |
Более точное |
и общее |
|||
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 прикладных технических целей.
ВЛИЯНИЕ ДИНАМИКИ НАСОСНОЙ УСТАНОВКИ НА НЕРАВНОМЕРНОСТЬ ХОДА НАСОСА И КОЛЕБАНИЯ ДАВЛЕНИЯ
Одной из основных задач изучения динамики насосной уста
новки является |
определение |
степени неравномерности угловой |
скорости вала |
насоса |
и степени неравномерности |
|
|
(|)Ср |
давления нагнетания бл== |
— рт1-Ч- . |
|
Р с р
Соответствующее экспериментальное исследование1 было про ведено на двух стендовых насосных установках, состоящих из двигателей (Д ) «Катерпиллер-386» с гидродинамическими транс форматорами (Г) «Твин Диск 16004» и насосов (Н) с двумя цилиндрами двустороннего действия 774X16 дюймов фирмы «Айдеко». Установки отличаются друг от друга тем, что иа одной силовая передача от вторичного вала гидродинамического транс
форматора к насосу осуществляется тексропными ремнями |
(Г), |
а на другой— шестирядной цепью (Ц). |
|
При цепном приводе эксперимент проведен с пневматическим |
|
компенсатором (К) и без него. |
|
Результаты экспериментов помещены в табл. 23. |
|
Т а б л и ц а |
23 |
Результаты экспериментального исследования динамики насосной установки
|
|
Среднее |
Скорость вращения переда |
|||
|
|
|
точного вала |
|
||
№ опы |
Состав |
число |
|
|
|
|
двойных |
|
об/мин |
|
% |
||
та |
насосной |
ходов |
|
|
||
|
установки |
поршня |
|
|
|
|
|
|
в 1 мин |
лшах |
лт1п |
”ср |
6(0 |
|
|
|
||||
I |
д г т н |
3 9,5 |
191 |
181 |
186 |
5 ,4 |
II |
ДГЦН |
3 6,0 |
199 |
139 |
169 |
3 5 ,8 |
III |
д г ц н к |
31,0 |
160 |
130 |
145 |
20,7 |
Давление нагнетания |
|
||||
|
кгс/см2 |
1 i |
% |
||
|
|
|
|
||
^тах |
pmin |
---------- |
•о |
6р |
|
|
,? |
||||
96 |
44 |
70 |
74 |
|
|
105 |
55,8 |
80,4 |
61 |
|
|
76 |
62,6 |
72,6 |
9 |
,5 |
|
Из таблицы видно, что на установке (опыт I) с тексропной передачей степень неравномерности угловой скорости передаточ ного вала насоса равна 5,4%, т. е. она значительно меньше, чем при цепной передаче (опыт II), когда 6Q =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
после замены |
клиновых ремней приводной цепыо — с 74 (опыт I) |
до 61% (опыт |
II), а после установки пневматического компенса |
тора до 9,5 (опыт III).
Неравномерность угловой скорости передаточного вала не нано 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 /, полу |
чаем |
|
___________ |
t = — ( — у |
п \ k 0p ) |
1 G. S h i е I s. Dynamic Principle of Mud Pump Operation Using Torque Con verter Drive. Drilling, v. 6, N 1, 1954, p. 68—73, 129—130.