книги / Поршневые буровые насосы

Николич А. С. Поршневые буровые насосы. М., «Недра», 1973, 224 с.

Книга содержит основы теории поршневого бурового насоса, применяемого для нагнетания глинистого раствора при бурении нефтяных и газовых скважин; изложены общие вопросы герметологии поршневых насосов для абразивосодержащих сред и некоторые за­ дачи теории надежности буровых насосов и насосных установок; освещены возможные пути дальнейшего совершенствования поршне­ вого бурового насоса и методов его использования при бурении; рас­ смотрено влияние условий эксплуатации на интенсивность изнаши­ вания насосов.

Книга рассчитана на инженерно-технических и научных работ­ ников, связанных с производством и занимающихся исследованием и эксплуатацией поршневых насосов. Она может служить пособием для студентов нефтепромысловых и гидромашиностроительных спе­ циальностей вузов.

Таблиц 29, иллюстраций 84.

ВВЕДЕНИЕ

Принцип действия поршневого насоса известен более двух ты­ сяч лет. Поршень, перемещающийся поступательно, вытесняет жид­ кость в нагнетательный трубопровод из цилиндра, вновь заполняе­ мого через всасывающий трубопровод следующей порцией жид­ кости при возвращении поршня в исходное положение.

За время своего существования поршневой насос прошел слож­ ный путь технического совершенствования и нашел широкое при­ менение, в частности во вращательном бурении нефтяных и газо­ вых скважин.

Насосы иного принципа действия— динамические, лопастные, ротационные и другие — оказались непригодными для нового тех­ нологического процесса, потому что рабочие органы их гидравли­ ческой части подвергаются интенсивному изнашиванию, вызван­ ному специфическими свойствами, присущими нагнетаемой в сква­ жину промывочной жидкости — абразивосодержащего вязко-пла­ стического утяжеленного глинистого раствора, включающего нефть, газы и химреагенты.

Для достижения необходимой равномерности движения жид­ кости в подводящем и отводящем трубопроводах насосы применя­ ют с несколькими насосными камерами (чаще всего с четырьмя или тремя), что относительно упрощает дальнейшую стабилиза­ цию потока, осуществляемую компенсаторами неравномерности подачи. Вместе с тем увеличение числа цилиндров и насосных ка­ мер усиливает изнашивание, усложняет конструкцию механизма главного движения и блока цилиндров, а чрезмерное увеличение заметно повышает стоимость как изготовления, так и эксплуата­ ции насоса.

В задачу научного исследования эффективности различных структурных схем и оптимизации режимов эксплуатации поршне­ вого бурового насоса входит сопоставление возможных сочетаний применяемых в нем изнашиваемых пар и оценка влияния различ­ ных параметров изнашивания — частоты нагружения, скорости движения изнашиваемых элементов гидравлической части, давле­ ния нагнетания и действия совокупности факторов среды нагнетае­ мой промывочной жидкости, т. е. исследование механизмов путем изучения износостойкости составляющих структурных элементов.

Эмпирическим путем испытания и последовательного отбора опытных образцов получить ответ на вопросы, возникающие при проектировании и выборе оптимальных структурных схем и ре­ жимов эксплуатации насосов, было бы весьма сложно.

С накоплением отдельных научных результатов, связанных с изучением поршневого бурового насоса, в настоящее время стано­ вится все более очевидной необходимость разработки его теории как совокупности научных представлений о закономерностях гид­ равлического действия и изнашивания — двух основных процессов, одновременно протекающих в поршневом буровом насосе при его работе и определяющих в основном эксплуатационные качества насосов.

В этой книге ставится цель обобщить главнейшие из получен­ ных советской школой насосостроения результаты исследования буровых насосов, подвести итоги изучения опыта производства и эксплуатации, наметить направления дальнейших научно-исследо­ вательских и опытно-конструкторских работ в области совершенст­ вования поршневых буровых насосов.

Г л а в а I

ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ПОРЦ1НЕВЫХ БУРОВЫХ НАСОСАХ

Р А З В И ТИ Е Н А С О С О С ТР О Е Н И Я

Бурный рост нефтяной промышленности в технически развитых странах, особенно в последние десятилетия, сопровождается совер­ шенствованием поршневого бурового насоса.

Приводная мощность наиболее крупных поршневых буровых насосов возросла с 850 л. с. в 1952 г. до 1750 л. с. в 1972 г., т.е. более чем в 2 раза. Наибольшее давление нагнетания увеличилось соответственно с 180 кгс/см2 до 400 кгс/см2. В связи с тем, что диа­ метры обычных скважин не увеличились, подача насосов за это время существенно не изменилась.

Технический уровень насосостроения в 1970 г. может быть оха­ рактеризован основными параметрами поршневых буровых насо­ сов с двумя цилиндрами двустороннего действия (табл. 1).

Дальнейшее повышение мощности насосов с двумя цилиндрами двустороннего действия связанное с чрезмерным увеличением их веса и размеров, заметно тормозится возможностями транспорти­ рования как в пределах площади разрабатываемого месторожде­ ния, так и вне ее.

Ежегодное увеличение наибольшей мощности выпускаемых на­ сосов в среднем на 4% объясняется не только тем, что происходит повышение давления нагнетания, связанное с ростом глубины за­ легания вновь разведываемых и эксплуатируемых месторождений, но и стремлением применять насосы со значительным запасом по давлению и мощности. Кроме того, в составе буровой установки часто используют один основной насос в сочетании с одним резер­ вным, в то время как раньше почти всегда использовали два ос­ новных насоса с одним или двумя резервными. Постояннная одно­ временная работа двух основных насосов половинной мощности требует размещения большего числа насосов на буровой площад­ ке, что усложняет буровую установку и вдвое увеличивает общее

насосе заменяют на буровой площадке при работе на скважину основного полностью исправного насоса. Принимая во внимание прерывный характер технологического процесса бурения с пауза­ ми для замены долота, надежность бурового насоса целесообразно оценивать не по суммарной долговечности его работы с учетом тех­ нологических остановок и ремонтов, а по безотказности в течение заданного времени службы долота на забое скважины, когда от­ каз насоса может вызвать аварию в результате прекращения про­ мывки.

Рассмотрим, например насосную установку, включающую два последовательно соединенных насоса (рис. 1, а). Пусть вероят­ ность отказа каждого из них в течение времени одного долбления или выполнения другой подобной производственной задачи, тре­ бующей непрерывного функционирования насоса, составляет соот­ ветственно р\ и р2. Одним из основных количественных показа­ телей надежности насоса при этом является вероятность его бе­ зотказной работы в течение заданного периода, равная (1—р\) для первого и (1—р2) для второго.

Вероятность отказа обоих насосов равна произведению р\р2. Вероятность безотказной работы обоих насосов равна (1—рi)X X (1—Рг). Вероятность отказа первого насоса и безотказной рабо­ ты второго составляет pi(l—р2), а безотказной работы первого и

что легко проверяется при раскрытии скобок.

Обозначая вероятность безотказной работы обоих насосов при последовательном соединении ps, можно записать для двух насо­ сов:

=Рх) (1 —Ра)-

При последовательном соединении k насосов вероятность их совместной безотказной работы, являющаяся основным количе­ ственным показателем надежности насосной группы буровой уста­ новки, определяется выражением

Из формулы (1) следует, что увеличение числа последовательно работающих насосов влечет за собой понижение надежности насос­ ной установки. Например, при pi= p2 = 0,2 по формуле (1) полу­ чаем значение рассматриваемого показателя надежности установки /^2 = 0,64. Для трех насосов при рi= рг= Рз=0,2 находим величину показателя надежности Ряз=0,512.

Формула (1) справедлива и для параллельного гидравлическо­ го соединения маломощных насосов, если считать, что отказ одного

из них приводит к отказу насосной установки, так как подача жидкости остальными насосами недостаточна для эффективного бурения.

Если при параллельном гидравлическом соединении двух насо­ сов половинной мощности (рис. 1,6) считать отказом аварийную обстановку прекращения промывки в результате остановки обоих насосов, а отказ одного насоса не рассматривать как отказ уста­ новки, то величина принятого показателя ее надежности

Ррч. = (1 — Pi) (1 — Рг) + Pi (1 —Рг) + (1 — Pi) Рг = 1 — РхРг-

При параллельном соединении k насосов в рассматриваемом случае вероятность безотказной работы или надежность насосной установки

Увеличение числа параллельно работающих насосов в данном случае влечет за собой повышение надежности насосной установки. Например, для двухнасосной установки при P I = P 2 = 0,2 получаем Pv2=1—0,2-0,2=0,96. Для трехнасосной установки при р\ = рг =

=Рз = 0,2 получаем Ррз=0,992.

Если отказом установки считать отказ первого насоса и без­ отказную работу второго, то надежность установки

Рр = l - Pl( l - p 2) = 1 -0 ,2 -0 ,8 = 0,84.

Достижение высокой надежности представляет собой сложную техническую задачу, разрешаемую методами резервирования, вы­ бора надежных элементов, облегчения режимов, синтеза оптималь­ ных конструктивных схем, прогнозирования и профилактического ремонта, а также другими путями. В частности, методом резерви­ рования замещением отказавших элементов в пренебрежимо малое время можно достичь следующих результатов. Надежность насос­ ной установки, оцениваемая вероятностью безотказной работы в течение заданного времени, определяется при этом по формуле

k — число основных насосов; т — число резервных насосов, полно­ ценно замещающих основные в пренебрежимо малое время. Отка­ зом считается такое состояние установки, когда число работаю­ щих насосов становится меньше k.

Пусть Л=1, /п=1, Р = 0,8. Нетрудно вычислить, пользуясь фор­ мулой (3), что вероятность безотказной работы резервированной системы (рис. 1,0) равна 0,96, причем эффективный режим буре­

Надежность (вероятность безотказной работы) насоса для рас­ четов по формулам (1) —(3) вычисляется по формуле

где P,I — надежность насоса данной структурной схемы (структур­ ной схемой насоса мы называем вид соединения совокупности изнашиваемых деталей, входящих в гидравлическую часть насо­ са); Pi — надежность того или иного структурного элемента — из­ нашиваемой детали, работающей в абразивосодержащей промы­ вочной жидкости в гидравлической части насоса: 1 — клапана, 2 — поршня, 3 — штока поршня, 4 — втулки цилиндра, п — число видов структурных элементов в схеме; z — число структурных эле­ ментов каждого вида.

Значения Ргберем по рис. 2, б для заданного времени безот­ казной работы в средних условиях эксплуатации: при давлении на­ гнетания р=132 кгс/см2, числе двойных ходов поршня 60,5 в мин, коэффициенте влияния факторов рабочей среды /г0= 1,87 в форму­ ле (49), коэффициенте С=4500.

Величины отношений абсцисс точек кривых 1, 3 \\ 4 на рис. 2, б к абсциссам точек кривой 2 при P = idem соответственно равны от­ ношениям (5), показывающим, во сколько раз интенсивность из­ нашивания поршней больше, чем клапанов, штоков и втулок ци­ линдров.

Пользуясь данными рис. 2, б, нетрудно вычислить и сопоставить надежность структурных схем насосов любого вида по вероятности их безотказной работы в течение заданного времени. Например, для насоса с двумя цилиндрами двустороннего действия, у кото­ рого Zi = 8, Z2= Z 3= Z 4= 2, при t= 40 ч находим Pi = 0,99, Р2 = 0,92; р 3=о,97; Р4 = 0,98. Подставляя значения величин в формулу (6), получаем

Рн = Р\Р\Р\Р\ = 0,998 • 0,922 • 0,972 • 0,982 = 0,7.

Данные, необходимые для построения кривых рис. 2, б, получе­ ны из экспериментов и статистики расхода деталей в эксплуа­ тации.

Если детали установлены в насос неодновременно, то при опре­ делении Pi по рис. 2,6 необходимо к заданному времени предсто­ ящей работы добавить ранее отработанные каждой деталью часы.

Для практики необходимо Рг^0,99.

Как видно, резервирование существенно повышает надежность насосных установок, но требует увеличения единичной мощности насосов, применяемых для укомплектования установок.

Ю