6. Узлы и детали насосов.

Гидравлические коробки.

Гидрокоробки выполняются одноцилиндровыми или многоцилиндровыми. Двухцилиндровые насосы, как правило, снабжаются индивидуальными коробками для каждого цилиндра. В некоторых конструкциях индивидуальные коробки после сборки их со станиной соединяются болтовыми соединениями или сваркой. В многоцилиндровых насосах гидрокоробки нередко бывают исполнены в виде блока цилиндров.

В насосах низкого давления гидрокоробки отливают из чугуна. В насосах среднего и высокого давления используют стальные литые коробки, отдельные дефекты которых при изготовлении и эксплуатации могут быть устранены сваркой.

Рис. 12. Гидравлические коробки.

Стальные литые коробки (рис. 12 а) используют при давлении не свыше 25,0 МПа, а кованые (рис. 12 б) – при более высоком давлении. Фирмы США нередко используют ковано-сварные гидрокоробки.

Необходимо, чтобы нагнетательный клапан располагался в верхней части коробки, а форма каналов была такой, чтобы газ или воздух, скапливающийся в цилиндре, мог свободно удаляться во время хода нагнетания через клапан в нагнетательный трубопровод.

Станина бурового насоса.

Станина служит для размещения всех деталей приводной части насоса. Общий вид станины бурового насоса У8 – 6МА2 показан на рис. 13.

Рис. 13. Станина бурового насоса У8 – 6М

1 – гнезда под сальники надштоков (контрштоков); 2 – гнезда для

размещения подшипников трансмиссионного и коренного валов.

Станина бурового насоса должна быть достаточно жесткой. Это достигается посредством придания элементам станины специальных геометрических форм и применения высокопрочных материалов. Станину бурового насоса изготавливают чаще всего методом литья, реже – методом сварки. Как в одном, так и в другом случае отдельные поверхности станины подвергают механической обработке: расточке, фрезерованию, строганию, сверлению и т.д.

Поршни насосов. В современных поршневых насосах используются разнообразные конст­рукции поршней, различающиеся устройством манжет, способом их крепления к сердечнику, посадкой его на шток и др. Цельный поршень бурового насоса двойного действия (рис. 14) состоит из стального сердечника 2 и привулкани­зированных к нему с двух сторон резиновых манжет 1 и 3 с губами самоуплот­няющейся конструкции. Манжеты разделены между собой буртом стального сердечника, воспринимающего действие давления и сил трения стороны ре­зины. Сердечник поршня имеет фигурные проточки для увеличения прочности соединения резины с металлом. Нередко в его выступающем бурте делают сквозные отверстия, необходимые для заливки резиной второй половины поршня при его изготовлении. Сердечник изготавливают из углеродистой стали. Поршни из резины на натуральном каучуке предназначены для работы на жидкости, не содержащей нефти, а из синтетической маслотеплостойкой резины – для обычных условий работы.

Наружный диаметр губы манжеты делается несколько большим (на 3 - 4 мм), чем диаметр отверстия цилиндровой втулки. Благодаря этому создается предварительный прижим губы к втулке, необходимый для правильного действия самоуплотняющейся манжеты. Натяг манжеты предусматривается лишь на участке, выходящем за пределы сердечника. Поверхность манжеты, находящаяся над сердечником, выполняется относительно цилиндровой втулки с гарантированным зазором. Во время работы насоса манжета поршня давлением жидкости плотнее прижимается к поверхности втулки, обеспечивая надежное уплотнение.

На рис. 15 а и б показана конструкция поршня сборного типа с резинометаллическими самоуплотняющимися манжетами. Поршень состоит из металлического сердечника 1, двух эластичных манжет 2, двух прижимных колец 3 и двух стопорных колец 4. Отверстие в сердечнике для посадки на шток выполнено коническим. На цилиндрической поверхности сердечника с обоих краев имеются канавки для размещения в них стопорных колец 4.

Использование резинотканевых манжет увеличивает срок службы поршня, так как достигается большая жесткость и лучшее предохранение резины от выдавливания в зазор между буртом сердечника и цилиндровой втулкой. По этим же причинам иногда применяют резинометаллические съемные манжеты.

Сердечник поршня имеет фигурные проточки для увеличения поверхности контакта резины с металлом.

Рис. 15. Поршень сборной конструкции.

а) – вид в сборе; б) вид в разобранном виде. 1 – сердечник; 2 – манжета; 3 – кольцо прижимное; 4 – стопорное кольцо.

Сердечник изготавливают из углеродистой стали. Поршни с манжетами из резины на натуральном каучуке предназначены для работы на жидкости, не содержащей нефти, а из синтетической маслотеплостойкой резины – для общих условий работы.

Срок службы поршня существенно зависит от величины рабочего давления и зазора между сердечником и цилиндром. Так, например, срок службы поршня сокращается примерно на 15% при увеличении зазора между цилиндром и сердечником от 0,12 мм до 0,5 мм при давлении около 10 МПа и уменьшается вдвое при давлении около 20 МПа.

Клапаны.

В поршневых и плунжерных буровых насосах, используемых для бурения глубо­ких скважин, применяются самодействующие тарельчатые клапаны (рис. 16). Тарельчатый клапан состоит из неподвижного, закрепленного в гидрокоробке 10, седла 9, тарелки 8, уплотнительного кольца 7, пружины 6 и других деталей. Между гидрокоробкой 10 и седлом 9 находится уплотнительное кольцо 2. В нижней части седла 9 запрессована крестовина 1. Упругое уплотнительное кольцо 7 надето на тарелку сверху и закреплено на ней стальной шайбой 3 и стопорным кольцом 4. Во время работы насоса диск прижимается к седлу и тарелке давлением жидкости.

Верхняя и нижняя направляющие тарелки помещены соответственно во втулке 5 и в цилиндрическом отверстии крестовины 1. Пружина 6, упирающаяся верхним концом в крышку клапана, служит для более быстрой посадки тарелки во время закрытия клапана.

Угол конусности поверхности тарелки (и соответственно посадочной поверхности седла) принимают 90⁰ или 120⁰.

Седла клапанов изготавливают из стали 40ХС с объемной закалкой. Тарелки изготовляют из стали 40Х, может использоваться так же сталь 40ХНМА.

Основы теории тарельчатого клапана

Рассмотрим работу тарельчатого клапана поршневого или плунжерного насоса (рис. 17). Пусть тарелка клапана поднимается с некоторой скоростью υ_т. Количество жидкости, проходящей через отверстие седла клапана, будет равно количеству жидкости, проходящему через щель, которая образуется между тарелкой и седлом, плюс объем ( ), освобождаемый тарелкой клапана при своем подъеме вверх.

Площадь щели у открытого тарельчатого клапана с плоской тарелкой будет равна:

, (38)

где - коэффициент сжатия струи в щелевом зазоре; - высота подъема тарелки клапана над седлом; d_т – диаметр тарелки.

На основании сказанного можно записать

, (39)

г де - площадь поперечного сечения отверстия седла клапана; - средняя ско-

рость жидкости в седле клапана; - скорость жидкости в щелевом зазоре между тарелкой и седлом клапана.

При опускании клапана выражение (39) запишется в виде

. (40)

Рис. 17. Схема тарельчатого клапана.

Если принять направление движения тарелки клапана вверх положительным, а вниз – отрицательным, то общее выражение для подъема и опускания тарелки клапана запишется в виде (закон Вестфаля):

. (41)

Из (41) определим высоту подъема тарелки клапана:

. (42)

Уравнение постоянства расхода жидкости, движущейся в цилиндре и в отверстии седла клапана, можно записать как:

, (43)

где v_п – скорость поршня ( ).

Запишем выражение (43) с учетом выражения для скорости поршня

. (44)

Тогда уравнение (42) примет вид:

. (45)

Найдем скорость подъема тарелки клапана . Для этого продифференцируем выражение (45) по времени:

. (46)

Если в выражении (46) отбросить член , который в сравнении с составляет малую величину, то выражение для определения примет вид

. (47)

Так как тарелка клапана движется неравномерно, то на тарелку будет действовать сила инерции, которую обычно в расчетах не учитывают вследствие её малой величины.

Уравнение равновесия сил, действующих на тарелку клапана, имеет вид:

. (48)

где - сила тяжести тарелки клапана в жидкости; R – сила сжатия пружины; - разность давлений над и под тарелкой клапана.

Разделив правую и левую часть уравнения (48) на ( ) получим: , (49)

где ∆H – потери напора на клапане.

Применив известную из гидравлики зависимость для определения скорости истечения жидкости из отверстия или насадка, определим скорость истечения жидкости из щелевого зазора между тарелкой и седлом клапана:

, (50)

где φ – коэффициент скорости щелевого зазора.

Зависимость для определения высоты подъема тарелки клапана, с учетом выражений (45), (47) и (50) примет вид:

, (51)

где – коэффициент расхода клапана.

Н а рис. 18 показан графический вид зависимости (51). Синусоида 1 построена с использованием первого члена правой части уравнения (51), а косинусоида 2 – с использованием второго члена этого же уравнения. Путем суммирования ординат синусоиды 1 и косинусоиды 2 построена кривая 3, выражающая характер движения тарелки клапана, то есть изменение высоты её подъема в зависимости от угла поворота кривошипа. Кривая 3 указывает на несоответствие моментов открытия и закрытия клапана крайним положениям поршня. После того как кривошип повернется на угол φ₁, тарелка клапана начинает подниматься. Кривошип повернулся на 180⁰, а клапан ещё открыт и тарелка находится на расстоянии h₀ от опорной поверхности седла. После поворота кривошипа на угол (180⁰+ φ₂) произойдет закрытие клапана.

Угол φ₁ – угол запаздывания клапана при открытии, а φ₂ – угол запаздывания клапана при закрытии.

Углы запаздывания φ₁ и φ₂ можно определить при помощи той же зависимости (51). Клапан откроется при повороте кривошипа на угол φ₁, определяемый из условия, что при φ = φ₁ h = 0.

. (52)

Ни один из параметров, входящих в множитель перед квадратными скобками, при работе насоса не равен нулю; нулю может быть равно только выражение в квадратных скобках:

= 0, или ,

отсюда

. (53)

Такую же зависимость получим и для угла φ₂, однако в действительности φ₁ и φ₂ могут быть разными по величине.

Для клапана с плоской тарелкой (см. рис. 47) при (а – ширина опорной поверхности; - диаметр отверстия седла) С.Н. Рождественский рекомендует использовать следующую формулу для определения коэффициента расхода:

. (54)

Однако эта формула пригодна лишь для квадратичного режима движения жидкости через отверстие седла, а этот режим имеет место при Re_щ 10.

Здесь число Рейнольдса потока у входа в щель

Re_щ= , (55)

где - гидравлический радиус щели, определяемый по формуле:

. (56)

С учетом зависимости (56) выражение (55) запишется в следующем виде:

Re_щ= . (57)

Для конических тарельчатых клапанов с углом конусности β=45⁰ С. Н. Рождественский рекомендует формулу

. (58)

Эта формула справедлива при числах Рейнольдса 25<Re_щ<300.

Для кольцевых клапанов с плоской тарелкой и узкой опорной поверхностью О.В. Байбаков рекомендует следующую формулу для определения коэффициента расхода:

, (59)

где b – ширина прохода в седле клапана.

Формула (59) справедлива для Re_щ<10.

Максимальный подъем тарелки клапана будет при φ = 90⁰, тогда зависимость (51) примет вид

. (60)

Из рис. 18 (линия 4) видно, что h_max имеет место, когда поршень пройдет путь больше, чем , то есть в результате большего сопротивления отрыву тарелки от седла открытие происходит с рывком. Под действием силы инерции тарелки клапана её подъем происходит со скорость, превышающей скорость поршня в данном положении. Вследствие этого при дальнейшем подъеме тарелки клапана её скорость уменьшится и подъем будет более плавным. Об этом свидетельствует более пологий участок кривой.

Когда клапан открыт и через него протекает жидкость, гидравлические потери в нем определяют по формуле:

, (61)

где - максимальная скорость жидкости в отверстии седла клапана; - коэффициент гидравлического сопротивления клапана.

Опытами установлено, что гидравлические потери сравнительно мало меняется от высоты подъема тарелки клапана. Небольшое уменьшение происходит в период опускания тарелки клапана, то есть тогда, когда это не имеет практического значения для определения давления под клапаном. Поэтому величину рекомендуется определять для среднего положения поршня, когда и h=h_max.

В выражении (61) скорость выразим через скорость поршня v:

.

Тогда формулу (61) следует записать в виде

, (62)

Коэффициент гидравлического сопротивления зависит от конструкции клапана.

Для определения коэффициента известны следующие эмпирические формулы Баха:

1. Для тарельчатого клапана с плоской тарелкой без нижнего направления

(63)

где a – ширина поверхности соприкосновения тарелки и седла клапана; – опытная величина, которая находится в пределах 0,15 – 0,16; d_с - диаметр отверстия седла клапана; h - высота подъема тарелки клапана.

Величину рекомендуется определять по формуле:

(64)

При пользовании формулами (63) и (64) должны быть выполнены следующие соотношения между размерами h, d_с и a: 4< <10, 4 a< d_с<10 a.

2. Для тарельчатого клапана с плоской тарелкой и нижними направляющими в виде ребер:

; (65)

, (66)

где – величина, равная 1,70÷1,75; - число ребер; - ширина ребра; - ширина поверхности соприкосновения тарелки и седла клапана.

Величину коэффициента выбирают в зависимости от степени стеснения ребрами площади поперечного сечения отверстия седла 0,8≤ <1,6; =0,80 ÷ 0,87, где F - площадь поперечного сечения ребер тарелки клапана; F_с – площадь отверстия седла клапана.

3. Для тарельчатого клапана с конусной опорной поверхностью и верхним направляющим в виде стержня

. (67)

При пользовании эмпирической формулой (59) должны выполняться следующие условия: 4< <10; .

Расчет клапана.

Условие безударной посадки тарелки клапана на седло.

Для определения основных размеров клапана поршневого насоса (диаметр отверстия седла, диаметр тарелки, максимальная высота подъема клапана, вес тарелки и сила натяжения пружины) производится гидравлический расчет, после чего определяются остальные конструктивные размеры деталей клапана. Расчету на прочность подвергается тарелка клапана, а также устанавливается возможность наиболее длительной эксплуатации взаимно соприкасающихся поверхностей тарелки и седла клапана.

Если через клапан поршневого насоса перекачивается двухфазная жидкость с содержанием твердой фазы (например, глинистый раствор), абразивные свойства которой могут разъедать смачиваемую поверхность седла. Опорные поверхности тарелки и седла клапана, то тарелку и седло клапана у таких насосов изготавливают из легированных сталей с последующей термической обработкой отмеченных поверхностей, что увеличивает их твердость и сопротивляемость износу.

Спокойная работа клапана может быть обеспечена при отсутствии стука в процессе посадки тарелки на седло. В настоящее время существуют несколько методов определения условий безударной посадки тарелки на седло клапана.

При работе на воде максимальная скорость посадки тарелки клапана на седло, при которой появляется стук, составляет мм/с.

Профессор И. И. Куколевский опытным путем установил, что посадка тарелки клапана на седло происходит без заметного стука, если мм/с, где - максимальная высота подъема тарелки клапана, мм; - угловая скорость вращения кривошипа.

При , где n – частота вращения кривошипа, мин^-1, мм/с, или при

(68)

С помощью этого выражения можно определить при известном n.

Большее значение зависимости (68) следует принимать для более легкой тарелки клапана, у которой скорость посадки и запаздывание закрытия меньше, чем у массивных клапанов, работающих при тех же условиях. Важное значение, для работы клапанов имеет вязкость перекачиваемой жидкости, с увеличением которой смягчается посадка тарелки на седло.

Конструкция клапанов современных буровых поршневых насосов, предназначенных для перекачки глинистых растворов, вязкость которых больше, чем вязкость воды, позволяет осуществлять безударную посадку тарелки клапана при

В этом случае обеспечиваются приемлемая скорость посадки тарелки клапана и достаточный срок службы.

В буровых поршневых насосах причиной износа клапана является не ударная посадка тарелки клапана со стуком, а наличие в промывочной жидкости твердых частиц, которые, попадая на опорную поверхность клапана, вызывают местное поверхностное выкрашивание. При этом нарушается герметичность, что и становится причиной разрушения резинового уплотнения.

После определения расчет производят с использованием формулы (45). С помощью этой формулы запишем выражение для определения диаметра тарелки клапана:

Коэффициенты расхода можно найти при помощи формул (54), (58) и (59). Если конструкция клапана и условия его эксплуатации не позволяют использовать отмеченные эмпирические формулы, то для определения μ следует воспользоваться опытными данными. Коэффициент расхода должен как можно меньше отличаться от максимального (для воды ).

Величина теоретической скорости с_щ обычно берется в пределах 3 – 6 м/с. При перекачке вязких, горячих и легкоиспаряющихся жидкостей теоретическая скорость истечения из – под клапана может быть и меньше, чем 3 м/с. Если поршневой насос работает с отрицательной высотой всасывания, то скорость с_щ может быть больше, чем 6 м/с (у быстроходных поршневых насосов с об/мин можно принять м/с).

Скорость в отверстии седла нагнетательного клапана принимается от 2 до 4 м/с. а в седле всасывающего клапана – от 1 до 3 м/с. Зная скорость с_щ определяют нагрузку на клапан при помощи формулы

. (69)

После преобразования выражения (69) формула для расчета натяжения пружины запишется следующим образом:

. (70)

Силу тяжести G тарелки клапан и пружины в перекачиваемой жидкости надо принимать как можно меньше для уменьшения массы и связанной с ней инерции.

При закрытом клапане натяжение пружины должно составлять

По известным формулам определяют размеры пружины:

1. диаметр проволоки

, (71)

где -радиус пружины; - допускаемое напряжение кручения;

2. число витков

, (72)

где - постоянная пружины (73)

( - модуль упругости второго рода, модуль сдвига).

Радиус пружины выбирается из конструктивных соображений. Ширину а опорной поверхности тарелки клапана обычно берут в пределах 2 – 5 мм.

Во избежание смятия и возникновения остаточной деформации опорную поверхность клапана следует проверить на удельное давление. Допускаемое удельное давление при закаленных опорных поверхностях клапана 78,4 МПа.

В клапанах буровых поршневых насосов проекция площади опорной поверхности тарелки на плоскость, перпендикулярную к оси клапана, определяется по допускаемым удельным давлениям так, чтобы в пределах ещё можно было поместить резиновое уплотнение шириной 7 – 9 мм.

Для клапанов буровых насосов

,

а ширина резиновой поверхности .

Толщина тарелки клапана δ_кл должна обеспечить соответствующую жесткость с тем, чтобы прогиб её не нарушал герметичность клапана.

Тарелка клапана рассчитывается как круглая пластина, нагруженная равномерной нагрузкой и опирающаяся на жесткий контур. Расчетная формула записывается так:

, (74)

где d_с – диаметр отверстия седла клапана; р_н - наибольшее давление в цилиндре; - допустимое напряжение изгиба пластины.

Установлено, что нормальная, безударная работа клапана происходит при соблюдении условия:

h_max∙n ≤ 700, (75)

где h_max – максимальная высота подъёма тарелки над седлом, мм; n – число двойных ходов поршня в минуту.

У современных буровых насосов максимальная высота h_max подъема тарелки над седлом составляет в среднем 6 мм, но у некоторых насосов она может достигать 10 – 15 мм.

Пневмокомпенсаторы

Рассматривая графики подачи поршневых и плунжерных насосов (рис. 6 – 9) видно, что всасывание и нагнетание насосов сопровождается пульсацией подачи, которая вызывает колебание давления во всасывающей и нагнетательной линии. В результате этого на трубопроводы и все детали насоса действуют циклические нагрузки, которые сокращают продолжительность службы трубопроводов и узлов и деталей насосов. Для выравнивания скорости потока жидкости во всасывающем и нагнетательном трубопроводах и снижения динамических нагрузок на работу насоса и трубопроводов на всасывающей и нагнетательной линиях в непосредственной близости от насоса устанавливают пневмокомпенсаторы. Наибольшее распространение получили пневмокомпенсаторы сферической и цилиндрической формы (рис. 17). Пространство а, заключенное между корпусом 1 и диафрагмой 3, (рис. 18 а) и корпусом 1 и цилиндрической манжетой 3, (рис. 18 в) заполнено азотом который находится под давлением р_а, равном (0,4–0,8) от среднего давления жидкости в трубопроводе р_ср. При заполнении газовой полости азотом диафрагма 3 принимает форму внутренней поверхности корпуса 1 (рис. 18 а) или форму перфорированного патрубка (рис. 18 в). Для предотвращения выдавливания диафрагмы в проходное отверстие, в центральной её части завулканизирован металлический сердечник 2.

а) в)

Рис. 17. Пневмокомпенсаторы буровых насосов.

а) сферического типа; в) цилиндри­ческого типа.

а): 1–корпус; 2–металлический сердечник; 3–диафрагма; 4–манометр; 5–вентиль. в): 1–корпус; 2–перфорированный патрубок; 3–цилиндрическая диафрагма; 4–коллектор.

Манометр 4 предназначен только для контроля давления при заполнении компенсатора газом и для кратковременной проверке наличия и величины давления газа в компенсаторе при неработающем насосе. Во всех остальных случаях, во избежание утечек газа и порчи диафрагмы, игольчатый вентиль 5 должен быть закрыт.

Во время работы насоса промывочная жидкость при давлениях выше давления газа в полости компенсатора поднимает диафрагму, сжимая газ до тех пор, пока давление газа и перекачиваемой жидкости не выравниваются.

В периоды времени, когда мгновенная подача жидкости насосом превышает среднюю, часть жидкости поступает в компенсатор, дополнительно сжимая газ, а когда мгновенная подача меньше средней, то происходит возмещение недостатка подачи за счет увеличения объема газа компенсатора. Поэтому диафрагма компенсатора во время работы насоса все время совершает колебательное движение. Надежность и долговечность работы диафрагмы в значительной степени определяются точностью соблюдения рекомендаций по заполнению сжатым воздухом или газом газовых полостей пневмокомпенсаторов.

Остановимся на методике расчета пневмокоипенсатора.

При расчете пневмокомпенсатора принимают, что относительное изменение давления газа, равное относительному изменению давления жидкости в трубопроводе, не должно превышать 0,02 – 0,05, то есть:

δ = =0,02 – 0,05, (76)

где δ – относительное изменение давления газа в пневмокомпенсаторе; ∆р_г – абсолютное изменение давления газа в пневмокомпенсаторе, равное разности между максимальным р_max и минимальным p_min давлением жидкости во всасывающем (нагнетательном) трубопроводе; р_ср.– среднее давление,

р_ср.=( р_max+ p_min)/2.

Принято считать, что средний объем газа V_ср., находящегося в пневмокомпенсаторе, должен составлять 2/3 внутреннего объема V_к пневмокомпенсатора:

, (77)

Считая, что процесс сжатия и расширения газа происходит при постоянной температуре, можно записать:

, (78)

где ∆V_г – изменение объема газа в пневмокомпенсаторе.

Перепишем выражение (78) с учетом (76) и (77):

δ = (79)

Подставив в уравнение (79) δ=0,03, решим его относительно V_к:

V_к= . (80)

Для определения изменения объема газа ∆V_г в пневмокомпенсаторе обратимся к графику подачи одноцилиндрового насоса одинарного действия (рис. 17), который, как уже отмечалось ранее, имеет наибольшую величину степени неравномерности подачи ψ=3,14.

Рис. 18. График подачи одноцилиндрового насоса одинарного действия

Площадь, ограниченная синусоидой (со штриховкой вправо) равна объему жидкости, подаваемой реальным насосом, а равновеликая площадь, изображенная в виде прямоугольника – представляет постоянную подачу фиктивного насоса.

Определим среднюю ординату y_ср графика подачи фиктивного насоса из условия равенства подач реального и фиктивного насосов:

; от куда . (81)

Аналогично можно найти ординату y_ср равновеликой площади на графиках подачи и для других насосов (см. рис. 7 – 9).

Сравнивая оба графика (рис. 18) подачи видно, что в точках а и с значения ординаты мгновенной подачи реального и фиктивного насосов равны: у_а= y_ср=у_с.

Тогда: ; ; ^′; φ_с=180⁰-18⁰25′=161⁰35′.

Когда мгновенная подача насоса превышает среднюю, часть жидкости поступает в компенсатор, сжимая газ на величину ∆V_г. Очевидно, что часть площади, ограниченная кривой аbс графика мгновенной подачи реального насоса и линией средней ординаты y_ср и есть тот объем жидкости, который поступит во внутреннюю полость пневмокомпенсатора и сжимает газ на величину ∆V_г.

∆V_г= (82)

Подставив полученную величину ∆V_г в выражение (80) получим:

V_к= 50∙0,55FS = 27,5FS.

Расчет объема пневмокомпенсатора для насосов других типоразмеров производится аналогично.

По мере уменьшения степени неравномерности подачи будет снижаться пульсация подачи и изменения объема газа ∆V_г в пневмокомпенсаторе. Однако необходимо иметь ввиду, что при замене цилиндровых втулок с меньшего размера на больший подачи насоса увеличится и абсолютная величина изменения объема газа в пневмокомпенсаторе так же возрастет. Поэтому определение объ-

Рабочее давление жидкости р, МПа	Рабочее давление газа, МПа
До 10	От 0,4 р до 0,6 р
От 10 до 15	6
От 15 до 25	9

ема пневмокомпенсатора следует вести исходя из максимальной величины применяемых цилиндровых втулок.

Величина начального давления газа в пневмокомпенсаторе приведена в таблице.

Предохранительные устройства

На рис. 19а приведен предохранительный клапан с разрушаемой диафрагмой. Нижней частью корпус 1 клапана крепится к нагнетательному трубопроводу. Средняя часть корпуса закрыта тарированной металлической диафрагмой 2, которая разрушается при определенном давлении. При разрушении диафрагмы через открывшееся отверстие жидкость вытекает в сливную трубу и приемную емкость. Для замены диафрагмы останавливают насос, удаляют разрушенную и ставят новую диафрагму, устраняют причину, вызвавшую срабатывание предохранительного устройства и производят пуск насоса.

В рассмотренной конструкции предохранительного клапана используют латунные, чугунные или стальные диафрагмы.

Гвоздевой предохранительный клапан (рис. в) запирается резиновым самоуплотняющимся поршнем 3, насаженным на стержень 2, удерживаемый от осевого перемещения тарированным штифтом 1.

Пусковые задвижки

Для снижения нагрузок на узлы и детали насоса при пуске обычно возникают высокие давления, обусловленные образованием структуры в буровом растворе и большими инерционными нагрузками. Для устранения этих недостатков нагнетаемую насосом жидкость вначале направляют по «малому» кругу циркуляции: насос – приемный резервуар через открытую пусковую задвижку (рис. 20), установленную в начале нагнетательной линии. Затем пусковую задвижку постепенно закрывают, заставляя жидкость направляться в большой круг циркуляции.

Рис. 20. Пусковые задвижки: а) с ручным управлением; в) с пневматическим управлением. 1 – шар; 2 – корпус; 3 – седло; 4 – отжимной винт.

Пусковые задвижки бывают с ручным и пневматическим управлением .

Для нормальной работы задвижки с пневматическим управлением используется пневмосистема буровой на давление 0,8 МПа.

44