книги / Поршневые буровые насосы

В качестве расчетной величины давления нагнетания р в эту формулу необходимо подставлять не среднее, а наибольшее зна­ чение /?шах за цикл, сниженное на 20% по сравнению с данными стендовых испытаний. Например, при степени неравномерности давления нагнетания при стендовых испытаниях 9,5; 61 и 74% срок службы, зависящий от давления в степени минус 3,0, составит при Pcp= idem соответственно

0,46 = -------- ---------

(1 -0 ,3 7 -0 ,8 )3

В стендовых условиях насос работает на дроссель, т. е. сопро­ тивление, сосредоточенное у насоса. В промышленных условиях на действующей буровой установке сопротивление бурильных труб нагнетанию промывочной жидкости рассредоточено по всей длине колонны, ввиду чего колебания давления снижаются приблизи­ тельно на 20%.

Увеличение ресурса при уменьшении колебаний давлений оку­ пает расходы по применению пневмокомпенсатора, цепной пере­ дачи и гидродинамического трансформатора.

Для насосов с тремя цилиндрами двустороннего действия марки «Айдеко Кларк Т-380», приводимого дизелем «Дженерал моторе 12103» через гидродинамический трансформатор «Твин диск 11500», колебания давления после установки пневматиче­ ского компенсатора снизились с 28 до 10,5% при цепной передаче н с 38,4 до 12% — при клиноременной передаче.

Степень неравномерности давления нагнетания насоса с тремя цилиндрами двустороннего действия даже превышает полученную в сопоставимых условиях на насосе с двумя цилиндрами двусто­ роннего действия и равную 9,5% (табл. 23).

Результаты этого испытания убедительно доказывают отсут­ ствие существенных преимуществ более равномерной подачи у насосов с тремя цилиндрами двустороннего действия перед насо­ сами с двумя цилиндрами двустороннего действия, более техно­ логичными в изготовлении, удобными в эксплуатации и вызываю­ щими приблизительно такие же колебания давления.

Наряду с газовым компенсатором гидродинамический транс­ форматор между двигателем и насосом в сочетании с цепной пере* дачей, звездочка которой на передаточном валу насоса имеет меньший момент инерции, чем текеропный шкив, являются эффек­ тивными средствами уменьшения неравномерности подачи поршне­ вого бурового насоса, снижения колебаний давления и увеличения ресурса сменных деталей гидравлической части, подшипников и других узлов. Эффект может быть не достигнут при высоких •скоростях.

ДЕЙСТВИЕ ГАЗОВОГО КОМПЕНСАТОРА

ВПРОЦЕССЕ ПЕРЕВОДА НАСОСА

СХОЛОСТОГО ХОДА НА РАБОЧИЙ

Стадии процесса запуска

Процесс запуска в работу поршневого бурового насоса разде­ ляется на два этапа: а) холостой запуск насоса (без давления в нагнетательном трубопроводе); б) перевод насоса с холостого хода на рабочий.

Насос обычно связан клиноременной или цепной силовой пере­ дачей с приводным электрическим или дизельным двигателем. При использовании электродвигателей без пусковых муфт в сило­ вой передаче совместный запуск двигателя и насоса (без нагрузки) сопровождается кратковременным повышением силы тока и паде­ нием напряжения в электрической сети. Применение асинхронного электродвигателя с фазным ротором, угловая скорость вала кото­ рого в пределах от нуля до (i)max изменяется ступенчато, относи­ тельно уменьшает инерционные нагрузки и снижает величину пускового тока. Величина ступени изменения оборотов двигателя

где z — число ступеней.

Совместный запуск синхронного электродвигателя и насоса (без нагрузки) на полное число оборотов шт ах вызывает значительно большее повышение пускового тока, чем пуск асинхронного дви­ гателя, что заставляет отказываться от применения синхронных двигателей.

Дизельные двигатели применяются с фрикционными, гидрав­ лическими, электрическими муфтами или их сочетанием, а также гидродинамическими трансформаторами, позволяющими произ­ вести сначала запуск двигателя, а затем холостой пуск насоса.

Насосы при наличии гидродинамического трансформатора в си­ ловой передаче могут запускаться без пусковой задвижки, что, однако, не всегда желательно, так как непосредственно перед на­ чалом работы под нагрузкой необходимо дать насосу некоторое время нагнетать промывочную жидкость без давления.

Нагрузки, возникающие в период холостого запуска двигателей и насоса, определяют при расчете привода насосов, пользуясь из­ вестными методами динамики механизмов.

При отсутствии гидродинамического трансформатора в силовой передаче поршневые буровые насосы запускаются при открытой пусковой задвижке, через которую весь нагнетаемый насосом промывочный раствор сбрасывается в приемный резерзуар. Жид­ кость в гидравлическом тракте нефтебуровой установки остается неподвижной.

Уравнение предельного равновесия для кольцевого пространства имеет вид

п (Рскв — dD ДрсТ2 = Jl(DcKB + dl) IQ.

4

Откуда

параллельно протекающих процессах: а) вязкостного сопротивле­ ния (поршень в цилиндре), зависящего от скорости — слева, и б) пластического деформирования (сухое трение двух сжатых по­ стоянной силой пластин), не зависящего от скорости, — справа.

Уравнение (146) может быть представлено графически (рис. 68) прямой 1, смещенной по оси ординат на зеличину то от начала координат. Составляющая то остается постоянной при любом зна­ чении du/dn. Тангенс угла наклона прямых 1 и 2 к осп абсцисс

Объемные модули упругости промывочной жидкости и воды близки между собой.

Так, для воды величина Ет при температуре 20°С в зависи­ мости от давления приобретает следующие значения:

Для промывочных растворов различного состава величина Ет изменяется в следующих пределах (табл. 25).

Т а б л и ц а 25

Величина объемного модуля сжатия глинистых растворов различной плотности

Скорость распространения волны давления в бурильных тру­ бах различных диаметров приведена в табл. 26.

Т а б л и ц а 26

Скорость распространения волны давления в бурильных трубах

*

Например, величина динамического напора Яуд при приобре­ тенной скорости промывочного раствора v = 5 м/с и скорости рас­ пространения волны ав=1334 м/с по формуле (147) составляет

Я= J L a B= -А _ 1334 = 680 м.

При объемном весе промывочного раствора у* =1,0 г/см3 руд = Нудуж = 68010s- Ю-4 = 68 кгс/см2.

Отклонения величины Друд, связанные с изменением диаметра применяемых труб и толщины их стенок, могут составить, как вид­ но из табл. 26, приблизительно 2,5%.

Если быстро перевести насос с холостого хода на рабочий (линия 1 на рис. 69), то наибольшее давление может кратковре­ менно повыситься до

щее при мгновенном закрытии задвижки или в течение времени меньше периода трубопровода Гт0= 2 //ап, то закрытие задвижки в период времени Тт0п в п раз больший, чем период трубопровода, вызывает повышение давления р/пу т. е. в п раз меньше полного.

3. ВЛИЯНИЕ ВОЗДУШНОГО КОЛПАКА ПРИ ВКЛЮЧЕНИИ ДОПОЛНИТЕЛЬНОГО НАСОСА (БЕЗ УЧЕТА УПРУГОСТИ СТЕНОК ТРУБ)

При включении дополнительного насоса в линию, по которой происходит нагнетание жидкости, гидродинамические процессы в трубопроводе протекают следующим образом.

Как показано на схеме (рис. 70), дополнительный насос 1 присоединен к магистрали через обратный клапан. На нагнета­ тельном трубопроводе между насосом и обратным клапаном уста­ новлены воздушный колпак и пусковая задвижка.

Примем, согласно Я. М. Иткису, выполнившему данный расчет, в качестве упрощающей предпосылки, что пусковая задвижка закрывается при давлении ри которое меньше давления Ро в на­ гнетательной магистрали.

Когда жидкость от дополнительного насоса начинает посту­ пать в нагнетательную магистраль, давление в ней представляет собой сумму

Рис. 70. Схема обвязки насосов с обратными клапанами для запуска резервного насоса без нагрузки.

В соответствии со вторым законом Ньютона,

где т — масса ускоряемой жидкости, а — ускорение; FT— пло­ щадь трубопровода.

В рассматриваемом случае, приближенно учитывая сжимае­ мость жидкости в трубопроводе по Рэлею, принимаем

(153)

Тогда инерционная добавка давления