книги / Поршневые буровые насосы

ОСНОВНЫЕ МЕХАНИЗМЫ ПОРШНЕВОГО БУРОВОГО НАСОСА С ДВУМЯ ЦИЛИНДРАМИ ДВУСТОРОННЕГО ДЕЙСТВИЯ

П Р И Н Ц И П И А Л Ь Н Ы Е С Х Е М Ы К О М П О Н О В К И М Е Х А Н И З М О В Н А С О С А

Поршневые буровые насосы независимо от тех или иных осо­ бенностей всегда включают два вида механизмов.

1.Механизм, предназначенный для того чтобы получить от постороннего источника, преобразовать и подвести энергию к по­ ступательно движущимся поршням.

2.Механизм, служащий для того чтобы при помощи цилинд­ ро-поршневого и клапанно-распределительного устройств повы­

сить давление и придать движению жидкости необходимое направ­ ление по соответствующим каналам.

Соответственно этому механизмы насоса могут быть разделе­ ны на относящиеся к приводной или гидравлической части.

В прямодействующем насосе, относящемся к безвальным ви­ дам насосов, энергию пара или силовой жидкости получает в си­ ловой (приводной) части поршень, который двигается поступа­ тельно между двумя крайними положениями и жестко связан че­ рез шток с поршнем гидравлической части.

В приводном насосе, получающем вращательный момент от двигателя и относящемся к вальным насосам, имеются механиз­ мы, служащие для уменьшения скорости вращения и преобразо­ вания вращательного движения в поступательное движение пол­ зуна, соединенного штоком с поршнем гидравлической части.

Гидравлическая часть прямодействующего и приводного насо­ сов может быть взаимозаменяема.

Наиболее широко применяемым на практике является поршне­ вой приводной буровой насос с двумя цилиндрами двустороннего

действия, кривошипно-ползунным механизмом главного движения и зубчатым редуктором, встроенным между коренным и переда­ точным валами, из которых последний снабжен приводным шкивом или цепным колесом на конце (рис. 20).

К приводной части насоса относятся: а) передаточный вал 3, получающий вращательный момент через трансмиссию от двига­ теля и передающий его коренному валу; б) зубчатый редуктор 5, связывающий передаточный и коренной валы между собой; в) ко­

to

в

Рис. 20. Принципиальная схема поршневого бурового насоса с двумя цилиндрами двустороннего действия.

ренной вал 4 с кривошипно-ползунным механизмом 6, преобра­ зующим вращательное движение вала в поступательное движение ползуна, перемещающегося между двумя крайними положениями на длину хода s.

Перечисленные механизмы приводной части размещаются в закрытом корпусе, снабженном обработанными посадочными ме­ стами для подшипников и направляющих ползуна, полостями для механизмов и масляной ванны, отверстиями для прохода подвиж­ ных частей механизма и необходимыми крышками. Снаружи рас­ полагается шкив или цепное колесо.

В гидравлическую часть насоса входят: а) приемный коллек­

лектор 2 с пневматическим компенсатором и е) механизм крепле­ ния и уплотнения цилиндровой втулки. Все перечисленные узлы гидравлической части собраны в корпусе, снабженном внутренни­ ми полостями и каналами для прохода жидкости, клапанными ко­ робками для размещения клапанов, крышками, фланцами, обра­ ботанными посадочными местами для вставных деталей и для крепления к корпусу приводной части и раме-салазкам.

Основными являются две схемы приводного кривошипно-пол- зунного механизма: а) с концевыми кривошипами (рис. 21, а) п б) эксцентрикового (рис. 21,6).

У кривошипно-ползунного механизма с концевыми кривоши­ пами на правой А и левой Б линиях коренные подшипники 3 рас­ положены между центральным зубчатым колесом 1 и каждым из кривошипов 2.

При использовании эксцентрикового кривошипно-ползунного механизма подшипники 5 расположены за пределами эксцентри­ ков на концах коренного вала 6.

Ширина эксцентрикового насоса меньше при прочих равных ус­ ловиях, чем насоса с кривошипами.

Имеются насосы (рис. 21, в) с коренным валом 9 большого

диаметра и цапфами 10, выступающими на его обоих торцах. Ко­ ренной вал уложен в подшипниках 8, размещенных по обе сто­ роны центрального зубчатого колеса 7.

сосов с двумя цилиндрами двустороннего действия,

ковым приводным механизмом; в — с пальцевым коренным вазубчатой передачей.

Мотылевые подшипники 11 более доступны для обслуживания, чем коренные с большим коэффициентом работоспособности, мень­ ше нуждающиеся в регулировании.

ки 13 могут быть приближены друг к другу. Величины межосевого расстояния рассмотренных видов насосов связаны соотношением

При сдвоенной косозубой передаче 12 требуется применение* на опорах 14 подшипников, допускающих осевое перемещение пе­ редаточного вала 15, что снижает надежность и долговечность это­ го приводного механизма по сравнению с теми, в которых при­ меняется косозубая передача с закрепленным в осевом направле­ нии передаточным и коренным валами.

Опорные подшипники передаточного вала при этом — ролико­ вые двухрядные сферические. Один из двух подшипников воспри­ нимает осевую нагрузку, возникающую в зубчатом зацеплении. Необходимость сферических подшипников вызвана достаточно­ большой длиной вала и его прогибом, что приводит к перекосу оси внутреннего кольца подшипника относительно наружного под на­ грузкой во время работы насоса. Коренные и мотылевые подшип­ ники эксцентрикового или кривошипного вала должны быть ко­ ническими двухрядными с перемещаемым вдоль оси наружным' кольцом. Знакопеременная нагрузка на эти подшипники требует подтягивания наружных колец с целью устранения стуков, возни­ кающих после увеличения зазоров в процессе эксплуатации. Внут­ ренние кольца подтягивать затруднительно — этому мешает их неподвижная посадка на валу.

При применении шевронных зубчатых колес, не дающих осе­ вой нагрузки на опоры валов, иногда используют нерегулируемые цилиндрические роликовые подшипники в мотылевых головках шатунов и на опорах коренного и передаточного валов.

Палец ползуна работает во втулке из оловянистой бронзы или в игольчатом подшипнике (с иглами большого диаметра и на­ ружным кольцом, но иногда без внутреннего кольца — иглы при этом работают по пальцу, установленному на конической посадке в ползуне).

Румынские насосы PN 1250 снабжены роликовыми цилиндриче­ скими подшипниками, установленными в ползуне, палец при этом закреплен в малой головке шатуна. Недостаток данной схемы — неудобство извлечения пальца при замене подшипников.

В зависимости от условий производства и эксплуатации на­ сосы изготовляют с литым чугунным корпусом приводной части (рис. 22) или сварным для большей жесткости часто двустен­ ным. Вес насоса уменьшается при сварном исполнении корпуса приводной части приблизительно на 8—10%, а трудоемкость из­ готовления его в серийном производстве увеличивается по срав­ нению с изготовлением литого корпуса.

Корпус гидравлической части может быть одной деталью для: двух цилиндров или состоять из двух гидравлических коробок — одинаковых, взаимозаменяемых или разных, представляющих со­ бой зеркальное изображение друг друга, называемых правой и левой. У взаимозаменяемых гидрокоробок правого и левого ци­ линдров отверстие для лобовой крышки и корпуса уплотнения штока одинаковые. Размеры и вес корпуса уплотнения штока уве-

личены. Требуется перпендикулярность обоих торцов гидрокороб­ ки оси цилиндра.

Особые физические свойства, присущие промывочной жидко­ сти, и высокое давление ее нагнетания, являются причиной того,, что поршневой буровой насос при существующем уровне техники не может непрерывно работать в течение всего времени бурения достаточно глубокой скважины.

Подверженные интенсивному изнашиванию рабочие участки: внутренней поверхности переносят на вставные детали, заменяе­ мые после износа.

Гидравлическая часть поршневого бурового насоса состоит по­ этому из корпусных деталей постоянного применения, ресурс ко­ торых может составить 15—20 тыс. ч, т. е. может быть равен ре­

Давление в приемном коллекторе, как правило, ниже атмосфер-* ного или близко к нему. Только при использовании подпорного* центробежного насоса давление внутри приемного коллектора по­ вышается максимально до 7—8 кгс/см2 (большей частью до 1,5— 3 кгс/см2), а при работе с аэрированной промывочной жидкостью* и при последовательном соединении двух поршневых буровых на­ сосов, что применяется очень редко, поднимается до половины ве­ личины давления нагнетания насосной установки. Расчетное но­ минальное давление для приемного коллектора серийных насо­ сов в СССР 10 кгс/см2.

Давление в насосных камерах гидравлического цилиндра из­ меняется от минимальной величины, близкой при всасывающем: ходе поршня к давлению в приемном коллекторе, до максималь­ ной величины, равной давлению нагнетания при нагнетательном ходе поршня.

Давление в нагнетательном коллекторе изменяется в зависи­ мости от различных факторов в небольших пределах, характери­ зуемых степенью неравномерности давления нагнетания, которая по действующим нормам не должна превышать 7—12%.

Разрушающее давление устанавливаемой на насосе предохра­ нительной диафрагмы превышает номинальное давление, соответ­ ствующее диаметру сменной цилиндровой втулки, на 3,5—15,5%.

Корпусные детали, подвергающиеся действию переменного внутреннего давления, рассчитывают (с учетом влияния корро­ зионно-активной промывочной жидкости) на долговечность под действием циклических нагрузок, свойственных почти всем кон­ структивным элементам гидравлической части поршневого бу­ рового насоса. Прочность определяют расчетом и контролируют гидравлическим испытанием после изготовления каждой корпус­ ной детали, одновременно проверяя герметичность ее стенок при