книги / Поршневые буровые насосы

Нормаль API Std.7 (США) на цилиндровые втулки включает диаметры, приведенные в табл. 13. Размеры заправочной фаски соответствуют указанным на рис. 23, в.

Учитывая широкое применение дизельных двигателей с гидро­ динамическими трансформаторами, позволяющими осуществлять бесступенчатое изменение подачи насоса при постоянной мощности, целесообразность введения ряда с диаметрами, оканчивающимися на 0 и 5, заслуживает серьезного технико-экономического анализа. Введение более частого ряда позволит ступенчатое изменение по­ дачи при переходе на следующий размер ограничить 10%, умень­

каждое из которых определяется наибольшим диаметром d цент­ рального конусного отверстия в металлоарматуре и соответствую­ щим диапазоном номинальных диаметров D.

Длина цилиндровой втулки складывается из следующих раз­

ности поршня в мм; L3an= 10—15 мм — запас длины, учитывающий смещение цилиндровой втулки после подтягивания изношенного уплотнения при нежестком креплении и неточность соблюдения глубины завинчивания штока поршня с цилиндрической резьбой в шток ползуна при сборке; L3. ф — длина заходной фаски, равная 8 мм по ГОСТ 11267—65.

Наибольший диаметр поршня и длина его хода часто исполь­ зуются для обозначения типоразмера насоса, например 73/4"Х18", являясь определяющими его важнейшими показателями.

ШТОК И ЕГО УПЛОТНЕНИЕ

Шток соединяет ползун 7 (рис. 39), перемещающийся в своих направляющих 5, с поршнем 1 и приводит поршень в движение в гидравлическом цилиндре.

Шток испытывает в работе циклическую знакопеременную на­ грузку: сжимающее осевое усилие p = p F — при движении поршня в направлении бесштоковой насосной камеры (стрелка А) и ра­

Усилие по штоку Р связано с приводной мощностью N эмпири­

укладываются величины этого коэффициента для широко приме­ няемых насосов, таких как У8-3, У8-4, У8-6М, У8-7М.

Рис. 39. Составной шток поршневого бурового насоса.

мер насоса 12Гр, значения коэффициента v достигают существенно большей величины (0,06 кгс/л. с.), характеризующей высокую от­ носительную иагруженность деталей механизма гидравлической и приводной частей, напряженность рабочего режима насоса. Зна­ чения коэффициентов выше номинального приводит к повышенно­ му расходу сменных деталей цилиндро-поршневой пары и привод­ ной части, поэтому увеличение их не рекомендуется.

Шток обычно рассчитывают на устойчивость и на возникающие в работе знакопеременные циклические напряжения.

Кривая Веллера 1 (рис. 41) для материалов, применяемых при изготовлении штоков, полученная на образцах, испытанных па воздухе, имеет горизонтальный участок. Например, для стали 40Х предел усталости а„=2500 кгс/см2, т. е. образцы при напряжениях, равных а,г и меньших, усталостным разрушениям вообще не под­ вергаются, в том числе при /Vu>107

Однако при испытании тех же образцов в коррозионно актив­ ной среде соответствующая кривая 2 не имеет горизонтального участка. Применение ингибиторов коррозии приближает кривую 3

к кривой /, ио полностью они не совпадают. В практике бурения ингибиторы коррозии не всегда применяются.

Р-Ю3,кгс

Рис. 40. График зависимости усилия, передаваемого штоком, от приводной мощности насосов по статистическим данным.

при динамическом характере нагружения не проводилось. Наибо­ лее близкие к практическим наблюдениям результаты дают рас­ четы по кривой 2. Число циклов принимают соответствующее сроку службы штока по изнашиванию, но не менее чем 500 ч.

В месте выхода из гидравлической коробки поршневой шток работает в двустороннем уплотнительном устройстве 1 1 (см. рис. 39), отделяющем штоковую насосную камеру от атмосферы. Перепад в уплотнении равен давлению нагнетания при движении поршня в направлении штоковой насосной камеры. Направление движения штока и возникающей в уплотнении силы трения совпа­ дает с направлением сил давления, затягивающих и выдавливаю­ щих уплотнительную резину в уплотняемый зазор. Режим работы уплотнения наиболее тяжелый. При противоположном направлении движения перепад давления в уплотнении не превышает 1 кгс/см2, режим работы уплотнения более легкий, но из-за наличия на уп­ лотняемой поверхности абразивных зерен и напряжений началь­ ного сжатия в материале уплотнения изнашивание происходит до­ статочно интенсивно.

В месте выхода из корпуса приводной части шток работает в двустороннем уплотнительном устройстве 8, защищающем масля- •ную ванну приводной части от попадания в нее абразивосодер­ жащего промывочного раствора и предотвращающем потери масла из масляной ванны. Условия работы пары трения в уплотнении приводной части значительно легче, чем на выходе из гидроко­ робки.

Поскольку наиболее интенсивное изнашивание происходит на участке, работающем в уплотнении на выходе из гидравлической коробки, шток буровых насосов делают составным, что позволяет заменять его быстроизнашиваемую часть — шток 2 поршня, остав­ ляя в насосе шток 4 ползуна.

В месте соединения штока поршня со штоком ползуна устанав­ ливают отбойный диск 9, служащий дополнительной защитой от попадания промывочного раствора и воды в масляную ванну. Меж­ ду уплотнением 1 1 в корпусе гидравлической коробки и отбойным диском 9 обычно располагают трубу 3. Через нее поступает чистая проточная вода, струя которой смывает промывочный раствор и зерна абразива с выходящего из гидрокоробки штока, охлаждает его, после чего, изменив направление своего движения, он снова входит в уплотнение охлажденный, чистый и обильно покрытый

Номинальные диаметры поршневых штоков чередуются в пре­ делах 50—80 мм через 5 мм. Применяемые в СССР размеры ко­ нусной части приведены в табл. 13 (см. рис. 42, а).

Для завинчивания штоков служат лыски со стандартными раз­ мерами под ключ или требующая применения специальных клю­ чей, поставляемых с насосом, накатка, наносимая на нерабочих участках в круговой проточке необходимой ширины.

Контрштоки, выходящие как продолжение штока через уплот­ нение в лобовой крышке и служащие для поддержания поршня на весу в цилиндре, не применяются в буровых насосах с целью уменьшения числа изнашиваемых пар в структурной схеме.

Соединение штока 1 (рис. 43, а) поршня со штоком 2 ползуна и штока ползуна с ползуном 4 осуществляется на цилиндро-кони­ ческой или цилиндрической резьбе (рис. 43,6). Детали с цилиндроконической резьбой свинчивают друг с другом конусной частью В до отказа. Для предохранения от самоотвинчивания резьбы при­ меняют контргайку 3, навинчиваемую на цилиндрическую часть резьбы. Цилиндро-коническая резьба позволяет несколько уско­ рить замену изношенных штоков.

Уплотнения поршневого штока 7 применяют следующих основ­ ных типов: миогоманжетпые (рис. 44, а) с уплотнительными кольцами 3 из резины или прорезиненной ткани, трубкой 5 для смазки, нажимным стаканом 4 и гайкой 6; одноманжетиые с рези­ новой или резино-тканевой втулкой 8 (рис. 44,6); многомаижетные с упругим компенсационным кольцом 10 (рис. 44, в) и пакетом 11 маслоудерживающих колец, а также резино-металлические с металлоарматурой 14 и конусной груидбуксой 12 (рис. 44, г), или компенсационным упругим кольцом 15 (рис. 44,6). Подкладное кольцо 17 применяется преимущественно в сочетании с относитель­ но мягкой резиной.

Назначение компенсационного кольца заключается в том, что­ бы создать начальное давление на поверхности трения первого со стороны запираемой жидкости уплотнительного кольца.

Сила трения, действующая на уплотнение при движении порш­ ня в направлении бесштоковой насосной камеры, отгибает губу if от штока. В образующуюся щель попадает с промывочным раство­ ром абразив.

Чтобы предотвратить раскрытие щели и попадание зерен аб­ разива между штоком и губой у, сила, прижимающая ее к по­ верхности штока, должна быть больше вызванной трением, отжи­ мающей губу.

Многоманжетное уплотнение штока (см. рис. 44, в) вызывает изнашивание гнезда в корпусе 1 в результате подвижности колец 3

Рис. 43. Резьбовые соединения составного штока.

поверхности гнезда приобретает волнообразный вид. Для предуп­ реждения утечки жидкости по наружному диаметру уплотнения требуется более сильная затяжка пакета уплотнительных колец, снижающая срок службы. Корпус уплотнения должен быть смен­ ным, что позволяет извлекать его для ремонта, увеличивая срок службы более дорогой и труднозаменяемой детали — корпуса гид­ роцилиндра. Поверхность 13 гнезда одноманжстного уплотнения волнообразной формы не приобретает.

При движении поршня в направлении бесштоковой камеры в уплотнении 2 (рис. 45, а) напряжения сжатия ои и равное им удельное давление на поверхности штока со стороны атмосферы должно быть больше р= 1 кгс/см2 на величину необходимой до­ бавки Ар = 3—5 кгс/см2 при чистоте поверхности штока V 8, обес­ печивающей достаточную плотность подвижного соединения и исключающей подсос воздуха из атмосферы.

При движении поршня в направлении штоковой насосной ка­ меры (рис. 45,6) со стороны запираемой жидкости действует дав­ ление нагнетания р. Напряжения сжатия в уплотнительном кольце

Рис. 44. Уплотнения поршневого штока.

а — многоманжетное; б — одноманжетное: в — многоман* «кетное с компенсационным кольцом; г — одноманжетное резино-металлическое с конусной регулируемой частью; д — одноманжетное резино-металлическое с компенсаци­ онным кольцом 15, плоским торцом резиновой части 16 и

подкладным капролоновым кольцом 17.

и равное им удельное давление на поверхности штока должно превышать давление жидкости на величину Д/?, обеспечивающую необходимую плотность подвижного соединения:

Рекомендуется, чтобы величина конечного контактного давле­ ния на поверхности штока не превышала давления запираемой

штока, обеспечивая прилегание уплотнения по всей его длине к штоку, необходимую плотность подвижного соединения и надеж­ ность уплотнительного устройства. Армирование уплотнения по­ зволяет управлять видом эпюры контактного давления путем из­ менения формы арматуры, толщины и длины слоя резины, скреп­ ленного с арматурой. В пределах длины армированного участка достигается снижение контактного давления.

Для сравнения интересно рассмотреть механизм работы уплот­ нения плунжера в том же уплотнении. Плунжер, в противополож­ ность штоку, движется навстречу давлению запираемой жидкости. Шток отличается тем, что направление его движения в уплотнении совпадает с направлением действия сил давления. При движении плунжера из насосной камеры (рис. 45, б) ее объем увеличивается, происходит всасывание жидкости в цилиндре и напряжения сжа­ тия в уплотнении со стороны насосной камеры должны превышать 1 кгс/см2 на величину добавки Д/?, обеспечивающей во избежание подсоса воздуха из атмосферы достаточную плотность подвижного соединения, т. е. должно соблюдаться условие

ан = 1 Ар» (5®)

Сила трения, действующая в направлении стрелки и, при этом вызывает снижение напряжений сжатия в уплотнении и контакт­ ного давления на поверхности плунжера по направлению его дви­ жения в соответствии с формулой

иначе уплотнение будет пропускать запираемую жидкость.

Сила трения вызывает уменьшение напряжений сжатия в ма­ териале эластичного уплотнения и контактного давления на по­

В некоторой точке Н (см. рис. 45, г) в пределах длины уплот­ нения избыточное контактное давление на поверхности плунжера может снизиться до нуля.