книги / Поршневые буровые насосы
..pdfпробном давлении, равном 1,5—2 наибольшего давления нагне тания.
Компенсаторы неравномерности, стабилизирующие движение жидкости в приемном и нагнетательном трубопроводах, распола гаются возможно близко к гидравлическим цилиндрам, чтобы уменьшить массу жидкости, движущейся с переменной скоростью в пределах гидравлической части насоса между компенсаторами: подводящих, отводящих каналах и насосных камерах. Близость всасывающего компенсатора к насосным камерам улучшает вса сывающую способность насоса.
Скорости движения промывочного раствора в каналах при емного коллектора, насосных цилиндрах и нагнетательном кол лекторе выбирают так, чтобы механическое воздействие абразив ных зерен, содержащихся в промывочной жидкости, не приводило детали в негодность за время эксплуатации насоса, т. е. прежде чем будет исчерпан ресурс насоса. Средняя скорость промывоч ной жидкости в нагнетательном коллекторе обычно не превы шает 6 м/с.
В конструкции корпусных деталей предусматривают возмож ность неоднократного их ремонта и полного восстановления ра ботоспособности после каких-либо повреждений.
Вставные сменные детали служат для защиты корпусных де талей от изнашивания. Сменные детали должны быть установле ны и закреплены в строго определенном положении относительно соответствующей корпусной детали. Монтаж новых сменных де талей и демонтаж изношенных не должен быть длительным и трудоемким.
Свойством сменных деталей является их парность. Одна из де талей каждой пары закреплена в корупсе, а другая при работе пе
ремещается относительно нее.
К сменным деталям поршневого бурового насоса относятся: а) цилиндровая втулка, в которой работает поршень; б) корпус сальника, в резиновых или резино-металлических уплотнительных кольцах или втулках которого работает поршневой шток; в) сед ло, в паре с которым работает клапан.
Цилиндровая втулка, корпус сальника с уплотнительными кольцами и седло клапана неподвижно закреплены в корпусе гидравлической части.
Герметичность их посадки в корпусе обеспечивается неподвиж ным уплотнительным устройством, в котором положение уплот няемой и уплотняющей деталей зафиксировано, между ними нет проскальзывания. Абсолютно герметичным называют соединение^ которое не допускает утечки через него жидкости. Герметичность соединения является свойством неподвижных уплотнительных уст ройств. В подвижном уплотнительном устройстве герметичность
не достигается.
К подвижным уплотнительным устройствам поршневого буро вого насоса относятся цилиндро-поршневая пара, состоящая из
цилиндровой втулки и поршня, узел поршневого штока, вклю чающий шток и его уплотнение, а также узел клапана, включаю щий тарелку и седло.
Деталь, представляющая собой эластичное уплотнение или снабженная эластичным уплотнением, закрепленным на ней не разъемным соединением, называется уплотняющей, сопряженная твердая деталь — уплотняемой.
Подвижные уплотнительные устройства подразделяются на на ходящиеся в постоянном контакте (цилиндро-поршневая пара и узел поршневого штока) или периодическом (седло и тарелка клапана).
Уплотнительные устройства изучает герметология. Герметология поршневого насоса для абразивосодержащей жидкости явля ется частью общей герметологии.
М Е Х А Н И З М К Р Е П Л Е Н И Я И У П Л О Т Н Е Н И Я Ц И Л И Н Д Р О В О Й В Т У Л К И В К О Р П У С Е
Функции
и разновидности механизма
Механизмы, служащие для закрепления и уплотнения цилинд ровой втулки в корпусе гидравлического блока, различны. К ним предъявляются следующие основные требования.
1.Цилиндровая втулка должна быть закреплена неподвижно.
2.Уплотнительное устройство должно в каждом цилиндре гер метически разделять две насосные камеры — штоковую и бесштоковую.
3.Закрепление цилиндровой втулки не должно нарушаться при извлечении из нее поршня.
4.Напряжения сжатия в материале уплотнительных колец должны быть по величине минимально необходимыми и достаточ ными для создания на поверхности резина — металл удельного давления, не допускающего проникновения жидкости из бесштоковой насосной камеры в штоковую или обратно.
5.Напряжения в деталях насоса, находящихся в контакте с уплотнительными кольцами, должны быть минимальными с целью
уменьшения их деформации и предотвращения усталости металла под действием циклических нагрузок.
6. Работоспособность частично изношенных уплотнительных колец должна восстанавливаться путем регулирования механизма
икомпенсации изнашивания.
Вэксплуатации можно встретить насосы с механизмами креп ления и уплотнения цилиндровой втулки, отвечающими перечис ленным требованиям полностью или частично. Современному техническому уровню отвечают только механизмы, полностью удовлетворяющие приведенным требованиям.
Механизм совмещенного крепления и уплотнения цилиндро вой втулки 6 (рис. 23, а) состоит из коронки 5, уплотнительного кольца 4, цилиндровой крышки 3, уплотнительных колец 7, и промежуточного металлического кольца 9, устанавливаемого на против контрольного отверстия 10 в корпусе.
Цилиндровую втулку закрепляют и одновременно уплотняют завинчиванием гаек 2, причем при помощи шпилек 1 фланец ци-
5
Рис. 23. Механизмы крепления и уплотнения цилиндровой втулки.
а — регулируемый совмещенный; б — регулируемый раздельный; в — регули руемый раздельный с независимым подтягиванием уплотнения цилиндровой крышки; г — регулируемый раздельный с совмещенной подтяжкой уплотнения цилиндровой крышки; д, е — регулируемый раздельный с дополнительной крышкой для извлечения поршня без демонтажа цилиндровой втулки.
линдровой крышки притягивают в направлении к корпусу и ци линдровая втулка упирается своим буртом в резиновые уплотни тельные кольца 7.
Цилиндровая втулка во время работы насоса незначительно смещается вдоль оси в пределах упругой деформации закрепляю щих ее деталей под действием возникающих в цилиндре попере менно справа и слева осевых сил, упираясь с одной стороны в коронку, а с другой — в предварительно сжатые механизмом уплотнительные кольца, находящиеся в замкнутой полости. Воз никшие при предварительном сжатии уплотнительных колец на пряжения создают на поверхности резина — металл удельное дав ление, превышающее давление запираемой жидкости, чем достигается герметичное разделение двух насосных камер цилинд ра двустороннего действия.
Известен механизм жесткого крепления и регулируемого уплот нения цилиндровой втулки с разборной телескопической коронкой {рис. 23, в), состоящей из внутренней 8 и наружной 9 частей. Для регулирования напряжений сжатия в материале уплотнительных колец 10 служат три или четыре винта 5. Центральный винт предназначен для подтягивания уплотнительных колец 7 цилинд
ровой крышки 6 при помощи нажимного |
диска, ступица 3 и |
|
обод 1 которого соединяются между собой |
радиальными |
ребра |
ми — спицами 2, проходящими через радиальные канавки |
на тор |
|
цах наружной и внутренней коронок. |
|
|
В близкой к предыдущей, но упрощенной конструкции меха низма (рис. 23, г) крепление цилиндровой втулки осуществляется винтовым цилиндровым затвором 4 и винтами 3, взаимодейст вующими с внутренней коронкой 6. Регулирование напряжений сжатия в материале уплотнительных колец 5 и 7 осуществляется при помощи винтов 2 и нажимного диска 1. Все резьбы, находя щиеся вне насосных камер, не подвержены коррозионному воз действию промывочного раствора.
Во всех предыдущих механизмах крепления и уплотнения ци
линдровой втулки для осмотра состояния ее |
поршня и |
зеркала, |
а также для извлечения поршня необходимо |
нарушить |
крепле |
ние цилиндровой втулки.
Между тем в одной цилиндровой втулке иногда срабатываются 3—4 поршня, например при работе на иефтесодержащем промы вочном растворе, если поршневая резина применяется на основе натурального каучука. В среднем в одной цилиндровой втулке срабатывается 1,67 поршня.
Возможность замены поршня и осмотра насосной камеры без нарушения крепления и уплотнения цилиндровой втулки пред ставляет значительные удобства. Иначе, не имея возможности быстро отключить один насос и заменить на нем поршень, буро вая бригада часто бывает вынуждена использовать для оконча ния долбления насос с поврежденным поршнем, что вызывает значительное повреждение цилиндровой втулки и увеличивает по-
следующие трудозатраты на ремонт насосов и непроизводитель
ные затраты времени на простой |
всей буровой установки. |
В механизме раздельного жесткого крепления и регулируемого |
|
уплотнения цилиндровой втулки |
(см. рис. 23, е) предусмотрен |
винтовой затвор 2 и дополнительная поршневая крышка 4 с уп лотнительным кольцом 3. Цилиндровая крышка с фланцем 1 слу жит для крепления цилиндровой втулки 8, фланец 6 и винты 5 — для регулирования напряжений сжатии в материале уплотнитель ных колец 7
В конструкции (рис. 23, д) для жесткого крепления цилиндро вой втулки 9 служит коронка с фланцем 7, а напряжения сжатия в уплотнительных кольцах 8 регулируются винтами 2 через ста кан 1. Центральный болт 5 предназначен для подтягивания уплот нительных колец 3 дополнительной поршневой крышки 6, снаб женной винтовым затвором 4. Небольшой вес винтового затвора и дополнительной поршневой крышки облегчают доступ к цилинд ру для осмотра состояния зеркала цилиндровой втулки, поршня и его замены без нарушения крепления и уплотнения цилиндро вой втулки.
Методика расчета совмещенного регулируемого механизма
Рассмотрим подробнее силы и напряжения, возникающие при работе насоса в деталях механизма регулируемого совмещенного крепления и уплотнения цилиндровой втулки. Расчетная схема изображена па рис. 24.
Проекция на ось х — х всех сил, действующих на цилиндровую втулку 4 при давлении нагнетания в бесштоковой насосной каме
ре А, |
может быть представлена |
уравнением |
(16), |
а при давлении |
|
нагнетания в штоковой камере |
В — уравнением |
(17): |
|||
2 |
Хл = P + XlP - f |
(DI - D2) — 1 # - f D* - |
q - f (Dl - D \ ) ~ |
||
|
|
— fiinDiLq — Tn, |
|
(16) |
|
y £ X B = P - X 3P f ( D |
* - D ) - q f (DI - D\) - |
ixnD.Lq + Tn, (17) |
где P — усилие начальной затяжки, передаваемое от цилиндровой крышки 2 через коронку 7 цилиндровой втулке 4 в кгс;
Х\ — коэффициент для определения добавляющейся к усилию затяжки доли гидравлического усилия, действующего на площадь торца цилиндровой втулки с наружным диаметром D2 и внутрен ним D\ при давлении р в полости А; %2 — коэффициент для опре деления вычитаемой из усилия затяжки доли гидравлического уси лия, действующего на часть площади торца цилиндровой втулки3
3 Л. С. Николнч |
65 |
с наружным диаметром D\ и внутренним D при давлении р в по
лости |
В\ |
q — напряжения сжатия в |
материале |
уплотнительных |
||||
колец |
6 |
в кгс/см2; |
\х\— коэффициент |
трения уплотнительных ко |
||||
лец 6 о цилиндровую втулку; |
Ти— сила трения поршня о цилинд |
|||||||
ровую |
втулку, |
определяемая |
опытным |
путем в |
кгс; L — длина |
|||
уплотнения цилиндровой втулки в см; |
D, D D 2— диаметры по |
|||||||
рис. 24 в см. |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
/ |
I |
3 |
|
5 6 |
|
Рис. 24. Расчетная схема регулируемого совмещенного механизма крепления и уплотнения цилиндровой втулки.
Величина среднего коэффициента трения щ резины по стали может быть выражена формулой
Рх = 0,0308 — , |
(18) |
Яо |
|
где q — давление, прижимающее резину к металлу, |
кгс/см2; qo — |
100 кгс/см2 — начальное давление. |
|
Для резино-металлического поршня, изготовляемого по ГОСТ 11267—65, средняя сила трения о цилиндровую втулку с учетом начального натяга между ними может быть по экспериментальным
данным определена по формуле |
|
7 п= (6,9р + Р « )^ - . |
(19) |
где р — давление нагнетания в кгс/см2; ро=Ю3 кгс/см2 — условное начальное давление; D — диаметр поршня в см; I — длина уплот нительной манжеты на одной стороне поршня в см; 6,9 и 78 — эмпирические коэффициенты.
Ввиду равновесия сил, связанных соотношениями (16) |
и (17), |
||
в обоих случаях справедливо равенство |
|
|
|
2 |
= 0- |
|
(20) |
1=1 |
|
|
|
Подставляя в уравнения (16) |
и (17) |
значения величин |
из фор |
мул (18) и (19) с учетом условия (20) получаем после преобра зований следующие выражения:
0,097D,L + -J- (Щ - D?) q - P - V -j- {Щ - D2) +
+ X2p -^ D 3 +(6,9p + p0)-^ - = 0;
0 ,0 9 7 ^ + -J- (D| - DJ) р - P + X3p (DJ - D3) - -(6 ,9 p + p0) - | - = 0.
Представляющие собой квадратные уравнения вида
|
aq2+ bq + с = 0 |
|
||
с корнями |
— b ± VЬ2— 4ас |
|
||
|
|
|||
|
Ч - |
2а |
|
|
где |
а = 0,097DXL |
|
||
|
|
|||
|
|
Ро |
|
|
|
4 - T |
( D2 |
- 0 î). |
|
сд = P + X* |
(D| - |
D!) - |
X.j>-J- О1- (6,9р + |
рл) -g -. |
|
|
|
|
78 |
- Св = /> - |
Х3р ^ |
(£>3 - |
D3) + (6,9р + Ро) |
. |
(21)
(22)
(23)
(24)
Формула (23) позволяет путем расчета определить величину напряжений сжатия в материале уплотнительных колец вставной цилиндровой втулки различных насосов в зависимости от разме ров их деталей, величины начального монтажного усилия и дав ления нагнетания. Эта формула распространяется на совмещен ные регулируемые механизмы крепления и уплотнения цилиндро вой втулки.
Коэффициенты хь Х2, Хз> характеризующие деформируемость деталей под нагрузкой, определяются выражениями:
к7
|
Xi = т |
|
|
|
|
|
i—7 |
|
|
|
|
i= 1 |
|
|
V |
_ ^4 + ^5 + ^6 + |
^7 . |
|
|
ч |
--------- — |
» |
(25) |
|
|
|
S |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1=1 |
|
|
|
Х ,= |
^5 ~Ь |
|
|
|
|
1=7 |
|
|
2 ^ /=1
В выражениях (25) в числителе стоят коэффициенты деформи руемости тех деталей, которые разгружаются под давлением жид кости при расчетной схеме распределения нагрузок.
Величины Кг в см/кгс в выражениях (25) определяются по формуле
где Li — длина нагруженного |
участка детали в см; £,• — модуль |
|
упругости материала, кгс/см2; |
— число одновременно работаю |
|
щих деталей; |
— площадь поперечного сечения детали, см2. |
|
Величина X, представляет собой деформацию соответствующей |
||
детали, вызванную 1 кгс действующей нагрузки. |
||
В качестве |
примера произведем |
расчет напряжений сжатия в материале |
уплотнительных колец для механизма, соответствующего рис. 24, с размерами по чертежам насоса У8-3, в котором применяется этот механизм. Расчет коэффи циентов Xi и %i, зависящих от размеров деталей и модуля упругости их мате риала, приведен в табл. 5 и 5а.
Семейство кривых а (рис. 25) характеризует изменение напряжений q сжа тия в уплотнительных кольцах цилиндровой втулки в зависимости от давления нагнетания р, действующего в бесштоковой камере, при усилии начальной затяж.
ки Р=1420 кгс.
Напряжения изменяются от небольшой величины при давлении нагнетания,
равном нулю, до наибольшего значения при |
давлении нагнетания 320 |
кгс/см2. |
|
Минимальному диаметру поршня D= 120 мм соответствуют |
наибольшие напря |
||
жения сжатия <7 = 670 кгс/см-. Диаметру поршня D= 170 мм, |
принятому |
в расче |
|
те наибольшим, в уплотнительных кольцах |
отвечают напряжения |
сжатия |
<7=520 кгс/см2, несколько меньшие, чем при минимальном диаметре поршня, так как при большем диаметре площадь торца цилиндровой втулки уменьшается.
При усилии начальной затяжки Р=45 250 кгс напряжения сжатия в мате риале уплотнительных колец перед началом работы насоса (давление нагнетания
/7=0) составляют |
<7 = 330 |
кгс/см2 |
(точка |
d на |
рис. |
25) |
и незначительно возра |
|
стают (семейство |
кривых |
Ь) при |
повышении |
давления |
нагнетания. |
Меньшему |
||
диаметру поршня D=120 мм соответствуют более высокие напряжения, чем |
||||||||
наибольшему диаметру D= 170 мм, так |
же |
как |
и незначительной |
начальной |
||||
затяжке. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Определение |
коэффициентов |
деформируемости |
деталей |
|
|||
позиция |
Деталь |
Значение величин по формуле (26) |
Результат |
|||||
на рис. |
24 |
расчета, |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
10—1см/кге |
|
1 |
|
Шпилька |
7,5 |
|
0,306 |
|||
|
2.108.12-0,785.3,62 |
|||||||
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
||||
о |
|
Крышка |
8,0 |
|
0,1296 |
|||
|
|
|
|
|||||
|
|
|
2 -10е-0,785-(25,52—162) |
|
||||
О |
|
Корпус |
40 |
|
0,55 |
|||
9 |
|
|
|
2- 10е-0,785 (332—252) |
|
|||
|
|
|
|
|
||||
4 |
|
Втулка |
10 |
|
0,535 |
|||
|
|
(252—22,52) |
||||||
|
|
|
2-108.0,785 |
|
||||
5 |
Кольцо промежуточное |
|
3 |
|
0,16 |
|||
2-108.0,785 |
(252—22,52) |
|||||||
|
|
|
|
|
||||
в |
Кольцо |
уплотнительное |
|
6 |
|
32,1 |
||
2 -104-0,785 (252—22,52) |
||||||||
|
|
|
|
|
||||
7 |
|
Коронка |
21 |
|
1,52 |
|||
|
2-108.4- 15 |
|
||||||
|
1 |
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
Т а б л и ц а 5а |
||
|
Определение |
коэффициентов |
деформируемости |
системы |
|
|||
Обозначение |
|
Расчетная |
Значения |
Результат |
||||
коэффициентов |
|
формула |
величин |
|
расчета |
|||
|
|
|
х» |
1,52 |
|
|
||
|
Xi |
|
1=7 |
35,301 |
|
0,0431 |
||
|
|
2 |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
i= 1 |
|
|
|
|
|
|
|
^4"Ь^5+^6+^7 |
34,315 |
|
0,9715 |
|||
|
X 2 |
|
1=7 |
35,301 |
|
|||
|
|
|
1=1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
^5"Ь^в |
32,26 |
|
0,914 |
||
|
|
|
i=7 |
35,301 |
|
|||
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
2 X, |
|
|
|
|
|
|
|
|
i=l |
|
|
|
|
Когда кривая семейства b встречается с относящейся к тому же диаметру поршня кривой семейства а, например в точке F, это означает, что напряжения сжатия в уплотнительных кольцах одинаковы, независимо от того, имеется на чальная затяжка Р = 45 250 кге пли нет. При дальнейшем увеличении давления нагнетания напряжения сжатия изменяются по кривой семейства а, так как
начальная затяжка Р=45 250 кгс не влияет на максимальную величину напря жений сжатия. При этом через деталь 7 цилиндровой втулке не передается ни какого усилия, и стыки между деталями 2—7 и 7—4 раскрываются (см. рис. 24).
При работе насоса в этом случае может появиться стук в креплении цилинд ровой втулки, так как стык между деталями 2—7 и 7—4 будет попеременно раскрываться при повышении давления в бесштоковой насосной камере А, а за тем резко сходиться при снижении давления до нуля в камере А и повышении его в штоковой насосной камере Б до давления нагнетания.
Рис. 25. Диаграмма напряжений в уплотнитель ных кольцах цилиндровой втулки механизма по рис. 24 в зависимости от давления нагнетания.
При начальной затяжке с усилием Р —169000 кгс, максимально возможном на насосе У8-3 по прочности шпилек 1 (см. рис. 24), в материале уплотнитель ных колец возникают начальные напряжения <7=840 кгс/см2 (точка е на рис. 25).
С увеличением давления нагнетания напряжения сжатия увеличиваются (се мейство кривых а) тем быстрее, чем меньше диаметр цилиндровых втулок. Кри вые с не пересекаются с кривыми а в пределах графика. Стык между деталями 2—7 и 7—4 не раскрывается. Однако величина напряжений сжатия (см. напри мер в точке k или к) в материале уплотнительных колец превышает соответст вующее давление нагнетания (р= 160 кгс/см2) больше, чем необходимо для гер метичного разобщения насосных камер А и Б, т. е. больше, чем требуется для уплотнения. Это вызывается тем, что уплотнение должно одновременно служить для крепления цилиндровой втулки.
Более высокое, чем необходимо, напряжение сжатия в материале уплотни
тельных колец |
вызывает |
большее выдавливание резины в уплотняемый |
зазор |
|
g (см. рис. 24) |
и очень |
высокие напряжения в стенке корпуса |
гидравлического |
|
цилиндра. |
|
|
|
|
В результате выдавливания резины в уплотняемый зазор механизм крепле |
||||
ния переходит |
от режима работы, характеризуемого кривыми |
семейства |
с или |
|
d, на режим работы, характеризуемый кривыми семейства а. |
|
|