7.4 Центробежные насосы

Центробежные насосы широко применяются в нефтяной про-м«тленности для добычи и перекачки нефтепродуктов и жид-коаей различных вязкостёй и свойств. Они особенно эффек-тишы при перекачке больших объемов при низких и средних дажениях (до 10 МПа), но используются для перекачки и при боже высоких давлениях. В буровом оборудовании эти насосы пршеняют ограниченно, так как они не обладают свойством пощимать давление при малых подачах, необходимых привос-стаовлении циркуляции в скважине после остановок или при осжкнениях в процессе бурения.

Их используют при вспомогательных работах таких, как на-гняание раствора в буровые поршневые насосы для улучшения их наполнения, перекачка растворов и воды при очистке или пржотовлении буровых растворов.

Уаройство и принцип действия

Центробежные насосы относятся к динамическим насосам, в вторых перекачиваемая жидкость получает напор, создавае-мь# лопатками быстровращающегося рабочего колеса.

Буровой раствор засасывается из резервуара через прием-ньш фильтр-сетку, предохраняющий насос от попадания в него поеюронних предметов (рис. VII.16). Вал насоса 4 соединен с впом электродвигателя, приводящим его во вращение. Через всашвающий патрубок А жидкость поступает вдоль оси корпуса I насоса и попадает на лопатки 3 рабочего колеса, насажен-нош на вал 4. Находясь в межлопастных каналах вращающегося юлеса, жидкость разгоняется, движется к его периферии и шходит в спиральный канал 2 корпуса. В этом канале ско-рош> жидкости снижается, так как она преодолевает давление,

Рис. VII. 16. Схема действия центробежного лопастного насоса

т. е. кинетическая энергия, приобретенная в роторе, преобразуется в энергию давления. Затем жидкость выходит из насоса через патрубок Б.

Теория центробежного насоса

Для того чтобы понять принцип действия рабочего колеса центробежного насоса, рассмотрим характер движения жидкости в межлопастных каналах колеса. В насосе стенки спирального канала корпуса неподвижны, и скорости потока жидкости относительно них являются абсолютными. Во вращающемся рабочем колесе целесообразно рассматривать относительное движение потока жидкости с построением треугольников скоростей (рис. VII. 17).

В теории рабочего- колеса рассматривают переносное движение — это вращение жидкости и колеса с угловой скоростью а. Вектор окружной скорости колеса и = шг перпендикулярен к радиусу Г\. Относительная скорость те— скорость протекания жидкости по отношению к вращающемуся колесу; она направлена по касательной к поверхности лопатки в точке ее приложения. Абсолютную скорость с частицы жидкости получают при движении, и она направлена по равнодействующей геометрически сложенных скоростей и и ш. В направлении этой равнодействующей и будут выходить элементарные струйки жидкости из рабочего колеса. Таким образом, любую частицу жидкости, связанную с колесом, можно рассматривать как находящуюся в установившемся относительном движении.

Угол, образуемый вектором абсолютной скорости с и векто-тором окружной скорости и, обозначают а. Угол между каса-

Рис. УН.17. Планы скоростей движения жидкости в каналах рабочего колеса

тельной к лопатке и касательной к окружности в направлении, обратном окружной скорости, обозначают р. Величина угла р* определяет направление относительной скорости ха.

Абсолютную скорость с можно рассматривать как результирующую двух скоростей: одну по направлению, совпадающему с окружной скоростью, т. е. проекцию скорости с на окружную скорость и, обозначаемую с_ц = ссо5а, и вторую меридиаль-ную с_т=С51Па, направленную по радиусу г. Меридиальная скорость с_т — это скорость, с которой частицы жидкости проходят цилиндрическое сечение, имеющее радиус г и высоту Ъ, равную расстоянию между дисками колеса (рис. VII.17). Скорости входа в патрубок А имеют индекс «1», а скорости выхода из патрубка Б — индекс «2».

Окружная скорость при входе на лопатки люлеса в (м/с)

Окружная скорость при выходе с лопаток (в м/с)

где й\ и -О₂ — внутренний и наружный диаметры рабочего колеса (/?1=2гь /?2=2г₂), м; п — частота вращения колеса, об/мин. Поток жидкости в колесе рассматривается как движение элементарных струек, одинаковых между собой, а траектория движения частиц одинакова по очертанию с профилем элементарно тонких лопаток, как бы скользящих по ним. Тогда из треугольника скоростей (рис. VII. 17) могут быть найдены значения относительных скоростей:

на выходе из колеса,:.^..-к?

(УН.58) на входе в колесо

(УН.59) Меридиальная скорость на выходе из колеса

(УИ.бО)

Проекция скорости с₂ на вектор окружной скорости «г

(УИ.61)

Давление, которое развивает центробежный насос, может быть найдено из закона количества движения. Количеством движения называется произведение массы т=р<2 на скорость с, где р — плотность жидкости, кг/м³; <? — расход жидкости, м³/с.

Тогда момент количества движения потока жидкости у входа в колесо

момент количества движения у выхода из колеса

где /( и /г — расстояния по перпендикуляру от центра колеса до направления векторов абсолютных скоростей с\ и с₂.

Изменения количества движения, произошедшие в потоке, в направлении его движения, будут равны разности моментов количества движения жидкости, вытекающей и поступающей в единицу времени

где /1=Г1СО5си; /г^гсозаг (рис. VII. 17).

Подставляя значения Л и /₂ в эту формулу и учитывая, что и получаем

(У11.62)

Умножая обе части уравнения на угловую скорость колеса ю и подставляя значения и находим выражение мощности

(УП.63)

Так как мощность насоса (где р_Т — давление, Па),

то, деля обе части выражения (УН.бЗ) на С}, будем иметь теоретическое давление, развиваемое центробежным нг :осом

(VII. 64)

Поскольку теоретическое давление р_т=#тр# (где Н_т—теоретическая высота столба жидкости, м), то, разделив обе части выражения (УП.64) на р и §, получим уравнение работы центробежного насоса, или уравнение Эйлера

(УП.65)

Если подставить в формулу (УН.64) значения щ и Ыг. то получим полезное давление, развиваемое насосом

(УИ.66) (т]₀ — гидравлический к. п. д. насоса).

Зависимость подачи, давления и мощности от частоты вращения колеса насоса

Подача насоса (в м³/с) с учетом сужения живого сечения колеса

(УН.67)

где Ь₂ — ширина лопатки на выходе, м; с_т2 — скорость выхода жидкости из колеса в меридиальном направлении, м/с; л/)₂ — длина окружности колеса на выходе, м; 262 — сужение живого сечения колеса на выходе, м; г—число лопаток; бг — толщина лопатки.

Из треугольника скоростей на выходе колеса (рис. VII. 17) видно, что при изменении частоты вращения с п на п\ при тех же углах а₂ и р₂ будут образованы новые треугольники скоростей, пропорциональные и подобные первому, тогда

(У11.68)

Поскольку то

Так как в формуле (VII^2) все величины правой части постоянны, за исключением с_т2, которая пропорциональна расходу (}, то (2/(31 = п1п_и т. е. подача насоса пропорциональна частоте вращения, а давление т. е. давление, развиваемое насосом, пропорционально квадрату частоты вращения.

М ощность центробежного насоса

(УН.69)

т. е. полезная мощность пропорциональна кубу частоты вращения.

Рис. У11ЛВ. .Характеристика центробежного насоса

На рис. VI 1.18 показана характеристика центробежного шламового насоса при постоянной частоте вращения колеса. Из графика видно, что наибольшее давление р насос развивает при закрытой задвижке, т. е. при (}=0. По мере снижения сопротивления на выходе из насоса его подача увеличивается, дав-ление р снижается вследствие возрастания гидравлических потерь. Мощность и гидравлический к. п. д. насоса т|_Р сначала возрастают, а затем начинают снижаться. Номинальные подачу (2п, мощность N_а и давление р_н выбирают в зоне максимального К. П. Д. Т]т«х.

На графике для сравнения приведена кривая С?—р бурового поршневого насоса при постоянной мощности

Так как при бурении подача бурового раствора меняется, то номинальная подача центробежного насоса (}„ должна быть не ниже наибольшей подачи бурового насоса.

Эксплуатация центробежных насосов

Центробежный насос может работать только, если он заполнен жидкостью, поэтому его следует устанавливать ниже уровня жидкости. В тех случаях когда насос расположен выше уровня жидкости, перед пуском его необходимо заполнить, для чего в центробежных насосах предусматривают заливные отверстия. При нормальной работе эти насосы обычно работают с постоянной частотой вращения и постоянной подачей при практически постоянном давлении.

Подачу можно регулировать с помощью задвижки, устанавливаемой на выходе. При полном закрытии задвижки насос развивает более высокое давление. Остановка насоса осуществляется выключением его привода. Если не нужно сливать жидкость из его напорной линии, то необходимо закрыть задвижку на выходе.

Уход за центробежным насосом заключается в подтяжке сальника и смазке подшипников. Следует обращать внимание на герметичность всасывающей линии. Если происходит подсос воздуха, то насос не будет развивать требуемых давления и подачи.8 ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЕЙ БУРОВОЙ УСТАНОВКИ

8.1 Определение мощности двигателей для привода насосов при турбинном способе бурения

Задача 90. Определить мощность двигателей для привода буровых насосов при турбинном способе бурения, если бурение вертикальной скважины глубиной Н = 2600 м осуществляется турбобуром Т12МЗ-9", диаметр долота О_я = 295 мм, диаметр бурильных труб О = 140 мм, толщина стенки бурильных труб 6 = 9 мм, осевая нагрузка на долото С = 15 тс, удельный вес глинистого раствора 7_ГЛ. _р = 1,3 гс/см³, диаметр УБТ В_у = 203 мм, длина УБТ 1_у = = 100 м, производительность насосов @ = 30 л/с, скорость вращения вала турбобура (долота) п = 500 об/мин.

Решение. Мощность двигателей для привода насосов при турбинном способе бурения определяется по формуле

где N_д — мощность, затрачиваемая на разрушение породы долотом. //д с достаточной точностью для практических расчетов определяется по формуле

Здесь К — коэффициент для изношенного шарошечного долота, равный 0,2—0,3; для нового долота К = 0,1—0,2; О — осевая нагрузка на долото в тс; В_я — диаметр долота в см; п — скорость вращения долота в об/мин.

Принимая К = 0,1 и подставляя данные из условия задачи в формулу, получаем

N_{г п} — мощность, затрачиваемая на преодоление гидравлических сопротивлений в циркуляционной системе. N_г._п определяется по формуле

где р — давление нагнетания буровых насосов.

Здесь р_и — потери давления в манифольде.

а_и = коэффициент потерь давления в манифольде. а_и = 340 • • 10~⁶ (см. табл. 21 приложения); у гл. р ⁼ 1>3 гс/см³ —удельный вес глинистого раствора; (? = 30 л/с — производительность буровых насосов.

р_тр — потери давления в бурильных трубах.

а_тр — коэффициент потерь давления в бурильных трубах. а_тр = = 610 ■ 10"⁸ (см. табл. 17 приложения); Ь — длина 140-мм бурильной колонны. Ь = Я — 1_у = 2600 — 100 = 2500 м.

р₃ — потери давления в замковых соединениях бурильных /груб.

а₃ — коэффициент потерь давления в замковом""соединении а₃ = = 2,2 • 10~⁶ (см. табл. 18 приложения); I = 10 м — длина одной бурильной трубы.

г . .

р_у — потери давления в утяжеленных бурильных трубах.

Дувт — коэффициент потерь давления в утяжеленных бурильных трубах. а_Увт = 2,24 • 10"⁶ (см. табл. 19 приложения); /„ = = 100 м — длина УБТ.

р_А — потери давления в долоте

«л — коэффициент потерь давления в промывочных отверстиях долота.

Здесь Р — суммарное сечение промывочных отверстий долота. Согласно данным табл. 3 приложения, Р = 17 см².

р_п. _т <— потери давления в верхнем узле турбобура

а_{п т}—коэффициент потерь давления в верхнем узле турбобура. а_{п т} = 170 • 10"⁸ (см. табл. 20 приложения).

р_т — перепад давления в турбобуре при данной производительности насосов

А_р — коэффициент перепада давления в турбобуре. А_р — 0,021, (см. табл. 22 приложения).

Рк-п,— потери • давления в кольцевом пространстве.

^ак.п—коэффициент потерь давления в кольцевом пространстве. а_к. _п = 50 • 10~⁸ (см. табл. 16 приложения); Ь = 2600 м.

Следовательно,

Подставив р и (? в формулу, определим мощность, затрачиваемую на преодоление гидравлических сопротивлений в циркуляционной системе.

Т)_н — полный к. п. д. насоса

где т]_г и т]„ — соответственно гидравлический и механический к. п. д. насоса; а — коэффициент подачи насоса.

При расчетах для нормальных условий бурения можно принять т)_г = 0,98—0,99; т]_м = 0,81—0,84; а = 0,9—0,97 — при работе на воде; а = 0,75—0,85 — при работе на глинистом растворе. Принимая т]_г = 0,98; а — 0,85; г\_к = 0,81, получаем

Подставляя значения N_л, №_г._п, ц_н в исходную формулу, определяем мощность двигателей для привода насосов.

Определим коэффициент передачи мощности на долото при турбинном способе бурения