7.2 Основные характеристики насосов

Для обеспечения высокой эффективности бурения, особенн на больших глубинах, полезная мощность насосов должна обес печивать наивыгоднейшее сочетание трех максимумов: гидравли ческой мощности на долоте, гидравлической силы струи и ско рости раствора в затрубном пространстве для выноса выбурен ной породы.

Скорость движения раствора в затрубном пространстве V (в м/с) зависит от подачи насосов (2_С (в м³/с) и площади коль цевого сечения скважины 5_К (в м²):

(VII.1)

Скорость подъема раствора в кольцевом пространстве нахо дится в пределах 0,3—1,2 м/с и определяется рядом факторов: фактическими свойствами раствора и буримых пород; размером выбуренных частиц; диаметрами скважины и бурильных труб.

В настоящее время установлено, что подводимая к долоту гидравлическая мощность значительно влияет на эффективность бурения, в связи с чем к долоту стремятся подводить удельную мощность (мощность, отнесенная к площади забоя), равную 4— 8 МВт/м². Это достигается либо путем увеличения подачи насосов фс, либо повышением перепада давления на долоте р_А. В зависимости от условий бурения эту задачу решает бурильщик, однако насосы должны во всех случаях удовлетворять требованиям бурения.

Подача насосов (в м³/с) зависит от выбранной скорости раствора я₃ в затрубном пространстве и его площади

(УИ.2) (УН.З)

ф_д и с?вт—диаметры долота и бурильных труб, м).

Подводимую к долоту удельную мощность более целесообразно повышать, увеличивая перепад давления на долоте р_л, а не подачу <2с, так как потери мощности в циркуляционной системе пропорциональны кубу подачи. На подачу насосов влияют площадь кольцевого пространства 5_К и выбранная средняя скорость Узср, которая зависит от плотности и вязкости раствора, диаметра долота и находится в пределах 0,6—1 м/с для долот диамег-ром 190—215 мм и 0,2—0,8 м/с для долот диаметром >350 мм.

Начальный диаметр ствола скважины в 2—3 раза больше конечного, поэтому и начальные диаметры долот в 2—3 раза больше конечных, а площадь забоя в начале бурения в 4—9 раз больше, чем в конце. Практикой установлено, что для" эффективного бурения подача раствора »на забой должна составлять от 0,6 до 1 м³/с на 1 м² поверхности забоя. Подача раствора при одном и

том же диаметре долота с увеличением глубины может снижаться, а буровые насосы должны обладать способностью изменять подачу в требуемом диапазоне регулирования:

Давление в нагнетательной линии насосов зависит от гидравлического сопротивления циркуляционной системы и равно сумме гидравлических потерь в ее отдельных элементах

(УИ.4)

Потери напора в элементах циркуляционной системы можно определить по графику. На рис. УИ.2 приведена номограмма определения потерь напора в МПа на 1000 м бурильных труб. Зная подачу ф_с в м³/с (или м³/мин), проводим вертикаль до пересечения с линией выбранного диаметра бурильных труб йст Затем из полученной точки проводим горизонталь до пересечения с линией плотности раствора р и из этой точки опускаем перпендикуляр до линии вязкости бурового раствора. Из точки пересечения проводим горизонтальную линию до оси потерь давления Рбт. Полученная величина и будет выражать потери давления в 1000 м бурильных труб. Порядок определения потерь напора в трубах показан пунктирной линией.

Потери напора р,- (в Па) можно найти и расчетным путем. При перекачивании раствора р,- зависят от плотности, вязкости и скорости раствора, шероховатости стенок труб и вычисляются по формуле Дарси — Вейсбаха

(УП.5

)

где Я,-— безразмерный коэффициент гидравлических сопротивлений (при турбулентном режиме-движения воды по стальным трубам Х„=0,018-=-0,02; раствора А,_Р=0,018-5-0,025; для практических расчетов можно принимать Я_Р=0,02); р_р — плотность раствора; /,-—длина трубопровода, м; д. — внутренний диаметр трубопровода, м; о_Ср—средняя скорость течения раствора, м/с

(УН.6)

Формулу (У11.4) можно представить в общем виде

(УИ.7)

где (; — суммарный коэффициент гидравлических сопротивлений циркуляционной системы, м~* (зависит от глубины скважины и ее конструкции).

Подставив значение средней скорости с_ср из формулы (УН.6) в уравнение (УИ.5), получим выражение для определения гид-

Рис. У11.2. Номограмма для определения потерь давления в бурильных тру» бах с замками

равлических потерь давления в трубопроводах, состоящих из участков с различными диаметрами

(УИ.8)

Здесь коэффициент гидравлических сопротивлений &=0,8А,/**⁵. Так как для приближенных расчетов принимают А, = 0,02,

Полезная суммарная мощность #_с (в Вт) насосов — функция суммарной подачи С?_с (в м³/с) и давления р„ (в МПа)

(УН.9)

Поскольку в процессе бурения гидравлические сопротивления переменны, полезная мощность насосов будет зависеть от подачи

(УИ.10) или от давления

(VII. 11)

Глубокие скважины состоят из обсадных труб различных диаметров и длины. Наибольший диаметр и небольшую длину имеет кондуктор, расположенный в верхней части, а наименьший диаметр имеет открытый ствол. Для обеспечения выноса разбуренной породы наибольшая подача раствора требуется вначале бурения ствола под кондуктор (ф_с = фск).

Так как сопротивление системы прокачиванию раствора пропорционально квадрату подачи, то и давление насосов при бурении этого интервала также довольно существенное. Поэтому мощность насосов и^ их характеристику выбирают по этому интервалу бурения, а наибольшее давление определяется при бурении последнего интервала и небольшой подаче.

В буровых установках применяют два-три параллельно работающих насоса для бурения под кондуктор и один насос для бурения последнего интервала скважины.

Наибольшая подача одного насоса

(VII.12)

где г — число насосов.

Пример УЦ.1. Определить необходимые подачи насосов для бурения различных интервалов скважины глубиной /^=3000 м следующей конструкции: кондуктор глубиной 1^=400 и, диаметром <*„== 0,324 м, долото й_Л1 = =0,445 м; промежуточная колонна до глубины /.„«=2000 м, диаметром </_п=0,245 м, долото />д»=295 мм; открытый ствол бурится долотом диаметром /)_х9«0,215 м; бурильная колонна из труб </вт—0,127 м.

Решение.

Принимаем скорости восходящего потока бурового раствора (в м/с) в затрубном пространстве при бурении: под кондуктор »₃1=0,42; под промежуточную колонну 012=0,7; открытого ствола »л=1.

Необходимые подачи насосов (м³/с) определяем по формуле (УИ.2)

Площади кольцевых пространств вычисляем по формуле (УП.З): кондуктора

промежуточной колонны

открытого ствола

Требуемые подачи раствора при бурении: под кондуктор

под промежуточную колонну открытого ствола

Пример VII.2. Определить давление в нагнетательной линии насосов р_а, необходимое для прокачки бурового раствора плотностью р= = 1200 кг/и³ и вязкостью 100 мПа-с; конструкция скважины приведена в примере VII.!; конструкция бурильной колонны: бурильные трубы ТБПВ Лт=0,127 м с толщиной стенки 6=9 мм; УБТ внутренним диаметром <*_Убт.1=0,075 м, длиной /_у6т=200 м.

Решение.

Потери давления в наземной линии

где 5л — коэффициент гидравлических сопротивлений, при длине трубопровода 1 м диаметром <*_л=0,09 м ^,= 16-0_>09-³10-³=2,7-10³.

Тогда при длине трубопровода /_д=60 м потери давления при~ бурении

различных интервалов скважины будут (из выражения VII.8):

под кондуктор

под промежуточную колонну

открытого ствола

При постоянной длине УБТ /,₆₁=200 м для всех интервалов длины колонн бурильных труб будут:

при бурении под кондуктор

под промежуточную колонну

открытого ствола

По номограмме на рис. УП.2 находим потери давления на 1000 м длины бурильных труб при бурении:

под кондуктор и подаче О«=0,06 м*/с получаем рбт.«=2,5 МПа;

под промежуточную колонну и подаче фсп=0,039 м*/с получаем рвт.п= = 1,5 МПа;

в открытом стволе и подаче фес =0,024 м*/с получаем рвт.с=0,54 МПа.

Определяем потери давления в бурильных трубах при бурении:

под кондуктор

под промежуточную колонну

в открытом стволе

Потери давления в 1000 м УБТ определяем по той же номограмме для труб диаметром 89 мм, так как диаметр этих труб соответствует внутреннему диаметру УБТ й_увт.1=75 мм для тех же подач, что и при определении потерь давления в бурильных трубах:

при бурении под кондуктор Ёубт.к=10 МПа;

при бурении под промежуточную колонну Суб_т.п=8 МПа;

в открытом стволе 5у«т.с=5,8 МПа.

Потери давления в УБТ будут:

при бурении под кондуктор

при бурении под промежуточную колонну

открытого ствола

Давление на долоте (в МПа) зависит от скорости истечения раствора ' из насадок долота и может быть определено по формуле

Для гидромониторных долот ц = 0,92, принимаем скорость ^=130 м/с, тогда

Давление раствора в нагнетательной линии насоса при бурении различных интервалов скважины:

под кондуктор

= 0,7+0,5+2+12+1 = 16,2 МПа

Рис. УИ.З. Схема работы поршневого насоса одностороннего действи

= 0,3 + 2,7+1,6+12+ 1 = 17,6 МПа; открытого ствола

= 0,11+1,5+ 1,16+12+1 = 15,77 МПа.

Здесь р_к — потери давления в затрубном кольцевом пространстве приняты одинаковыми для всех интервалов и равными 1 МПа, что составляет 5—7% общих потерь (см. рис. VII.1).

7.3 ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ ПОРШНЕВОГО НАСОСА

Насос одностороннего действия работает следующим образом (рис. УН.З, а). Через трансмиссию / от двигателя вращение передается коренному валу с кривошипами 2, на которых смонтированы шатуны 3, соединенные с ползунами 4. Кривошипно-ша-тунный механизм преобразует вращательное движение коренного вала в возвратно-поступательное ползуна 4, штока 5 и поршня 6. Поршень движется в цилиндре 7, в нижней части которого расположен всасывающий 10, а в верхней нагнетательный 8 клапаны. Полость всасывающего клапана через трубопровод соединена с приемным резервуаром, наполненным раствором, а нагнетательного — с напорной линией.

При движении поршня вправо в рабочей камере 9 создается разряжение (рис. УП.З, б), в результате которого возникает разница давления под и над клапаном, последний открывается и в камеру засасывается раствор. В этот период нагнетательный клапан закрыт под действием разности давлений над и под клапаном, так как в нагнетательном трубопроводе^давление выше, чем в рабочей камере.

При ходе поршня влево в камере повышается давление, всасывающий клапан закрывается. Как только давление внутри камеры станет выше давления во всасывающем трубопроводе, нагнетательный клапан откроется, так как давление в камере будет выше давления в нагнетательном трубопроводе. Происходит выталкивание жидкости из камеры. Затем цикл повторяется.

Нетрудно заметить, что скорость поршня во время хода меняется от нуля в мертвой точке до максимума. Наибольшую скорость поршень имеет, когда кривошип перпендикулярен к шатуну. Поскольку нагнетание жидкости происходит за счет вытеснения ее из рабочей камеры поршнем, очевидно, количество жидкости, вытесняемой в единицу времени — подача насоса,— будет изменяться по тому же Закону, что и скорость поршня, как показано на графике (рис. УП.З, в). Если обозначить ход поршня че-

Рис. У/ПА. Схема работы поршневого насоса двустороннего действия: а — схема движения поршня; бив — диаграммы всасывания и подачи

рез 5, его площадь через Р, то объем жидкости У_ц, вытесненной из камеры при ходе влево,

(УИ.13)

Идеальная подача одной камеры поршневого насоса (в м*/с)

(УИ.14)

где я — число двойных ходов коренного вала в 1 мин.

-Для многопоршневого насоса одностороннего действия идеальная подача (в м³/с)

(УН.15)

(/С — число камер насоса). Площадь поршня (в м²)

(й — диаметр поршня, м). Тогда

(VII. 16)

Насосом двустороннего действия называется такой насос, в котором в каждом цилиндре имеются две рабочие камеры 5 и 8 (рис. УИ.4): передняя 8, как у насоса одностороннего действия под промежуточную колонну,

и задняя 5, расположенная за поршнем 6. Объем этой камеры меньше, чем передней, так как в ней расположен шток 2 поршня, занимающий часть ее объема. Она также имеет всасывающий / и нагнетательный 4 клапаны, а шток 2 уплотнен сальником 3.

Если поршень движется вправо, то в левой (передней) полости создается разряжение, в результате которого всасывающий клапан / открывается и камера заполняется раствором, а из правой камеры (задней) жидкость в это время вытесняется в нагнетательный коллектор 7 движущимся поршнем 6. Всасывающий клапан / в ней закрыт, так как давление в этой камере выше, чем во всасывающем трубопроводе 9, а нагнетательный клапан 4 открыт. Очевидно, подача из задней камеры такого насоса будет меньше, чем насоса одностороннего действия:

(VII. 17)

где /=ясР/4 — площадь сечения штока, м; й—диаметр штока, м. Для многопоршневого насоса двустороннего действия

или

(У11.18)

Действительная подача насоса всегда меньше идеальной вследствие того, что происходят утечки через еще незакрытые клапаны, неплотности клапанов и поршней, в связи со сжимаемостью нагнетаемой жидкости, содержанием в ней газа, состоянием пар цилиндр — поршень, клапанов и т. д.

Фактическая подача может быть определена для каждого отдельного случая при конкретных условиях работы насоса по формуле

(VII.19)

где (?ни— идеальная подача с учетом фактического числа ходов поршней в 1 мин; т)о— коэффициент объемной подачи.

Учитывая основные условия, влияющие на объемную подачу, можно вычислить коэффициент объемной подачи из выражения

(УН.20)

где к_г— коэффициент, зависящий от конструктивного исполнения гидравлической части насоса, который выбирается в зависимости от диаметра поршня:

Д мы	180	170	160	150	140 ■	130	120
кг	2,886	3,114	3,387	3,716	4,118	4,617	5,245

р" — коэффициент сжимаемости жидкости, для воды § = 47,5:

Х10^⁵ МПа-', для бурового раствора р=40-10~⁵ МПа-¹; ДГ — доля газа в жидкости до ее поступления к подпорному насосу или до входа в буровой насос (если отсутствует подпорный); р_И и р„— абсолютное давление на выходе бурового и подпорного насосов, МПа; р₀—атмосферное давление, МПа.

Рассмотрим схему действия кривошипно-ползунного механизма поршневого насоса. Обозначим: Ь — длина шатуна; Л — радиус кривошипа; <р — угол поворота кривошипа; с» — угловая скорость вращения коренного вала; х—путь, пройденный поршнем к данному моменту от правой мертвой точки (рис. VI 1.5). При ходе поршня насоса из правой мертвой точки ПМТ к левой ЛМТ (рис. УН.5, б) от точки 0 до 1 всасывающий клапан закрывается, а сжатие еще не началось, поэтому теряется часть идеальной подачи ^о! (рис. VI 1.5, а).

Далее при перемещении поршня из точки / в точку 2 жидкость сжимается (кривая /), объем ее уменьшается на величину (2м. По достижении точки 2 давление в камере становится выше давления р„ в напорном трубопроводе, открывается нагнетательный клапан и жидкость из камеры вытесняется в трубопровод вначале с пульсациями, а затем равномерно (кривая //). Дойдя до ЛМТ (точка 3), поршень начинает двигаться обратно к ПМТ, однако вследствие того, что в камере еще не создано разряжение, достаточное для открытия всасывающего клапана, происхо-

Рис! VI 1.5. Индикаторная диаграмма а и схема движения поршня б

дит запаздывание открытия клапана (точка 4), за счет чего теряется часть подачи Фз*

" От точки 4 до точки 5 давление в камере резко падает (кривая ///). Если насос работает при свободном всасывании, то давление в точке 5 будет ниже атмосферного давления ро. Далее поршень перемещается в ПМТ (точка 0, кривая IV), и цикл заканчивается. Кривая ф' характеризует мгновенные подачу насоса и скорость поршня.

На величину мгновенной скорости поршня влияет отношение, радиуса кривошипа /? к длине'шатуна Ь. Если отношение /?/1.^ ^1/5, то это влияние в расчете не учитывается. Для расчета принимается упрощенная формула, в которой величина хода поршня х равна отрезку проекции дуги, описываемой головкой кривошипа, на ось насоса

(УИ.21)

Мгновенное значение скорости поршня

(УП.22)

Ускорение поршня

(УИ.23)

Следует обратить внимание на то, что в средних положениях поршня в точках я/2.и Зя/2 (при а=90°) скорость поршня максимальна, так как 5ша=1, а скорость и_Птах=<о/?. В точках О, я и 2я скорость поршня о_п=0, когда 5та=0. Эти точки называют «мертвыми».

Отношение максимальной скорости поршня к средней

(УП.24)

Индикаторная диаграмма насосов

Качество работы бурового насоса определяется процессами, происходящими в его камерах. На рис. У11.5, а приведена индикаторная диаграмма одной камеры бурового насоса.

Так как при работе насоса жидкость следует за поршнем, мгновенная подача насоса

(УП.25)

Так как площадь поршня Р постоянна, то мгновенная подача будет меняться по-закону движения поршня. Таким образом, поршневые насосы с кривошипным механизмом всегда имеют неравномерность подачи и пульсацию жидкости. В многопоршневых насосах для уменьшения неравномерности- подачи кривошипы располагают под углом друг к другу: в двухпоршневых — ния прямой и отраженной волн идут в противофазе, то размах колебаний снижается.

Пример УН.З. Найти коэффициент объемной подачи трехпоршневого бурового насоса при закачке в скважину (?■»0,024 и*/с и давлении р_и= = 15,77 МПа бурового раствора с долей газа ДГ=0,05 (5%); абсолютное давление на выходе подпорного насоса /7_л=О,5 МПа; атмосферное давление Ро=О,1 МПа. Коэффициент сжимаемости раствора Р=40-10~* МПа, коэффициент *_г=4,118 (см. стр. 175).

Решение.

Находим коэффициент объемной подачи по формуле (\Ш.2О)

+

+

Пример УИ.4. Найти число ходов трехпоршневого насоса я, необходимое для закачки (}с =0,024 м*/с бурового раствора при коэффициенте объемной подачи 1)0=0,94, длине хода поршня 5=0,25 м н его диаметре Л=0,14; число нагнетательных камер насоса а=3.

Решение.

Находим идеальную подачу насоса

Число ходов насоса в 1 мин из формулы (УНЛб)

Пример УП.5.

Определить скорость движения, ускорение поршня н максимальную подачу трехпоршневого насоса по данным примера УП&

Максимальную скорость поршня находим по формуле (УИ.23).

Угловая скорость

Радиус кривошипа Тогда

Средняя скорость поршня из выражения (УН.24)

Максимальное ускорение поршня будет при о_Ш1г п=0. Из формулы (УН.23)

Максимальная мгновенная подача одного цилиндра по формуле (VI 1.25)

где —площадь поршня.

Средняя подача одной камеры