книги / Поршневые буровые насосы

максимального к. п.д., при котором подводимая к иасосу мощность равна ее номинальному паспортному значению Nmax.

При числе оборотов лт. „ вторичного вала гидродинамического трансформатора наименьшее число двойных ходов поршня в 1 мин равно я,,, н, при котором мощность еще остается в номинальных

пределах.

Наиболее важные выводы приведенных положений следующие: а) при повышении давления нагнетания в пределах, соответст­ вующих увеличению крутящего момента на вторичном валу гидро­

диаметра цилиндровых втулок уменьшают без вмешательства персонала и при полной гидравлической мощности насоса (напри­ мер, от лн.в = 85 об/мин до лн.н=70 об/мин); б) вместо передаточ­ ного числа, равного отношению максимального стопового момента к номинальному, составляющему, например, 5:1 при обычном использовании гидродинамического трансформатора, с примене­ нием гидродинамического трансформатора рекомендуемым спосо­ бом передаточное число

в том же отношении. Передаточное число рекомендуется прини­

привода насоса, значительно меньше суммарной мощности двига­ телей. Перегрузки могут возникнуть как с увеличением крутящего момента гидродинамическим трансформатором, так и с чрезмер­ ной суммарной мощностью группового привода, превышающей необходимую для привода насоса.

Чтобы избежать перегрузок, применяют предупредительные меры: а) передаточное отношение трансмиссии выбирают так, что­ бы при номинальном числе двойных ходов поршня в 1 мин ско­ рость вращения вторичного вала трансформатора была на 60— 100 об/мин меньше ят. ть б) наблюдают в процессе эксплуатации по манометру, чтобы давление нагнетания не превышало рекомен­ дуемого для применяемой цилиндровой втулки; в) не включают большее число двигателей, чем необходимо для привода насоса; г) перед остановкой насосов снижают нагрузку двигателей посте­ пенно, число оборотов для достижения необходимой скорости уве­ личивают постепенно.

Сокращение числа сменных втулок применением гидродинамического трансформатора

Часто стремятся ограничить число применяемых цилиндровых втулок тремя диаметрами. Это удобно и выгодно, если не считать,

что существенная часть номинальной мощности насоса не исполь­ зуется. Применение гидродинамического трансформатора позво­ ляет устранить этот недостаток. Для этого передаточное число трансмиссии выбирают так, чтобы номинальному числу двойных ходов поршня в 1 мин соответствовала на вторичном валу гидро­ динамического трансформатора максимальная скорость вращения, при которой мощность не меньше номинальной величины, необхо­ димой для привода насоса. Кривая 1 (рис. 81,6) постоянной мощ­ ности заменяется при использовании трех цилиндровых втулок ступенчатой диаграммой 2.

при скорости вращения вторичного вала трансформатора 900 в 1 мин. Мощность

ского трансформатора позволяет существенно улучшить использование мощности насоса.

РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОДАЧИ НАСОСА УДАЛЕНИЕМ КЛАПАНОВ

К регулированию удалением клапанов прибегают вынужденно, когда невозможно снизить подачу до необходимой величины умень­ шением числа двойных ходов поршня в 1 мин или диаметра смен­ ных цилиндровых втулок.

Например, удалением двух нагнетательных клапанов в што­ ковых насосных камерах после установки поршней минимального диаметра можно снизить подачу еще почти в два раза, причем сте­ пень неравномерности подачи может даже уменьшиться. Наиболее равномерная подача достигается, когда площадь поршня вдвое больше площади штока. Кривая подачи приобретает такой же вид, как для насоса с четырьмя цилиндрами одностороннего действия.

З А К Л Ю Ч Е Н И Е

1. Изложенная в данной книге теория поршневого бурового насоса, рассматривающая его рабочий процесс как совокупность процессов нагнетания абразивосодержащей жидкости и изнаши­ вания деталей гидравлической части, опирается на гидродинами­ ческую теорию поршневого насоса и обобщенные результаты ис­ следования изнашивания бурового насоса.

Теория поршневого насоса, излагаемая'почти без существен­ ных отклонений во всех учебниках и курсам гидравлических машин, позволяет с достаточной точностью определять допусти­ мую высоту всасывания при данной частоте двойных ходов поршня и данном радиусе кривошипа. Невелика погрешность расчета допустимой частоты ходов поршня при данной высоте всасывания и данном радиусе кривошипа. Достаточно точно определяются величина подачи, размеры клапанов и их пружинная нагрузка, гидравлическая и приводная мощность при данном давлении'на­

гнетания и данной подаче.

Тем не менее соблюдения известных положений классической теории, как видно из данной книги и как показывает практика, еще недостаточно для того, чтобы поршневой буровой насос при нагнетании промывочной жидкости с присущими ей особыми свой­ ствами отвечал всем требованиям эксплуатации, так как может оказаться невыполненным одно из главных требований — доста­ точная величина ресурса до очередного отказа, определяющая возможную длительность безотказной работы насоса, которая не вошла в круг вопросов, рассматриваемых классической теорией.

Поэтому современная теория поршневого бурового насоса должна содержать как неотъемлемую часть результаты исследо­ вания его изнашивания и, в частности, давать необходимые ис­ ходные данные и рекомендации для определения величины ресурса всех видов сменных деталей гидравлической части в зависимости от условий их работы.

2. Одна из задач теории той или иной машины, в частности теории поршневого бурового насоса, состоит в выявлении воз­ можных структурных схем или видов существования данной ма­ шины и в их классификации, чему посвящена глава I данной книги.

Другая задача, особенно существенная с точки зрения прак­ тики, заключается в установлении наиболее эффективной струк­ турной схемы или оптимального вида машины, наиболее отве­ чающей служебному назначению. Эта задача может ставиться и решаться с разными целями: для поисков оптимального вариан­ та, обоснования господствующего распространения определенного вида машины или для оценки ожидаемых качеств синтезируемых новых принципиальных схем.

Для решения задачи об оптимальном варианте необходимо выявить комплекс признаков, позволяющих дать оценку качества вариантов и сопоставить между собой, желательно в числовом

выражении, эффективность системы различных видов машины. Создаваемая для упомянутой цели методика оценки и сопос­ тавления видов машины должна опираться на современные науч­ ные знания, полученные при исследовании процессов, свойственных в данном случае поршневому буровому насосу, изложению сущ­

ности которых посвящены главы II—V данной работы.

Известно, что в теории центробежных насосов существует критерий удельной быстроходности ns.

С уменьшением величины подачи, ростом напора и числа обо­ ротов в единицу времени соответствующее низкое значение коэф­ фициента быстроходности ns позволяет установить границу целе­ сообразного разделения областей применения и перехода от центробежных к поршневым машинам, поскольку наибольшее воз­ можное повышение уровня потенциальной энергии при малых расходах энергетически невыгодно получать преобразованием ско­ рости в напор, а более естественно производить поршнем, сжи­ мающим и вытесняющим жидкость.

Увеличение коэффициента быстроходности ns характеризует переход от радиального колеса к диагональному и осевому, кото­ рым свойственны относительно большие подачи и меньший напор при максимальном значении к. п. д., достигаемом известными приемами проектирования насосов для чистых жидкостей.

Вместе с тем расчет на максимум к. п. д. не всегда достаточен для оценки наилучшего соответствия машины своему назначе­ нию. Например, исследования возможности применения динами­ ческого насоса осевого типа для нагнетания промывочной жид­ кости при бурении нефтяных и газовых скважин показали, что результаты, достигнутые в повышении к. п. д., не были связаны с показателями изнашивания, определившими уровень жизнеспо­ собности насоса.

Поршневые насосы различных видов с кривошипно-ползунным механизмом главного движения незначительно отличаются друг от друга по величине к. п. д., который поэтому не влияет на энер­ гетические показатели насосной установки и не может использо­ ваться для оценки соответствия вида насоса его служебному на­ значению. Величина к. п. д. упомянутых насосов в большей мере зависит от качества их изготовления, условий предшествующей эксплуатации, их состояния в момент исследования, чем от выбора вида машины.

Исследования величины к. п. д. не определяют выбора опти­ мального вида насоса. Кроме к. п. д., существуют и другие пока­ затели качества машины, например степень неравномерности ра­ боты.

Исследования коэффициентов степени неравномерности подачи жидкости цилиндрами поршневого насоса позволяют определить их различные значения, присущие возможным видам поршневых буровых насосов. Соответствующие данные (см. табл. 4) показы­ вают пределы изменения коэффициента неравномерности подачи

или отношения фь максимального вращательного момента на валу насоса к среднему от значений близких к единице для много­ цилиндровых машин до 3,22 для одноцилиндрового насоса одно­ стороннего действия (см. табл. 18). Постепенное изменение вели­ чины коэффициента г|н в зависимости от числа цилиндров не дает оснований разграничить годные к широкому применению потре­ бителем машины от негодных для этой цели — из-за отсутствия четкого критерия для такого деления. Например, использование насосов с тремя цилиндрами двустороннего действия и отноше­ нием максимального вращательного момента к среднему api= 1,16, по-видимому, дает некоторое преимущество насосу этого вида перед насосом с двумя цилиндрами двустороннего действия отно­ шением \|)i = l,32. Однако данных о величине ô или г|ч недостаточно для окончательных выводов, когда возникает альтернатива и один из этих двух насосов следует принять к массовому производству. Решение затруднено тем, что для выравнивания подачи насосов обоих видов и достижения соответствия тех и других насосов требованиям бурения по равномерности создаваемого потока могут быть применены пневматические компенсаторы, несколько разли­ чающиеся лишь по геометрическим размерам.

Различие в величине коэффициента неравномерности подачи жидкости цилиндрами насоса или в отношении максимального вращательного момента к среднему не объясняет причин наиболь­ шего практического применения насоса с двумя цилиндрами дву­ стороннего действия.

Можно привести еще примеры показателей, характеризующих с какой-либо стороны машину, но недостаточных для того, чтобы служить критерием, определяющим пригодность или непригод­ ность различных видов поршневых буровых насосов для широкого применения потребителем. К таким показателям принадлежат относительный вес, быстроходность, стоимость и т. д.

Ввиду недостаточности рассмотренных критериев для эффек­ тивной сравнительной оценки видовых особенностей поршневого бурового насоса и выявления его оптимального вида необходимо ввести другие научно обоснованные критерии.

Исследование процессов изнашивания поршневого бурового насоса и собранные статистические данные, которые хорошо коррелируются между собой, показали, что внутри общего фонда еже­ годного расхода сменных деталей закономерно существуют не из­ меняющиеся в течение многих лет характерные соотношения между количеством поршней, затрачиваемых на текущий ремонт действующего парка насосов, и количеством других изнашиваемых деталей насоса (см. рис. 2,а). Соотношения, характеризующие интенсивность изнашивания различных деталей насоса, имеют следующие значения (расход поршней принят за 1,0).

График наглядно показывает преимущества насоса с двумя цилиндрами двустороннего действия перед другими видами порш­

нить промышленное испытание, а призвано дать предварительную возможность для аналитической оценки качества принципиальных схем и является необходимой составной частью теории поршневого бурового насоса.

Рис. 83. Сводный график основных параметров поршнеяых буровых насосов (штриховые линии — для отечественных насосов, пунктир­ ные — для зарубежных ).