книги / Поршневые буровые насосы

Все поршневые буровые насосы образуют семейство машин узкоспециализированного назначения с параметрами, ограничен­ ными рамками требований технологии бурения нефтяных и газо­ вых скважин.

При бурении нефтяных и газовых скважин ступенчатой конст­ рукции необходимо уменьшать подачу промывочной жидкости и увеличивать давление нагнетания с целью поддержания постоян­ ной интенсивности промывки. Типоразмер поршневого бурового насоса с изменяемыми подачей и давлением нагнетания удобно характеризовать величиной гидравлической мощности, пропорцио­ нальной произведению подачи и давления нагнетания. По вели­ чине необходимой подачи в каждом случае легко вычислить допу­ стимое давление нагнетания.

Задача стандартизации параметров семейства поршневых бу­ ровых насосов заключается поэтому в установлении оптимального ряда гидравлической мощности и независимых параметров наи­ большего давления нагнетания и наибольшей подачи.

ГОСТ 8032—56 устанавливает ряды предпочтительных чисел от R5 до /?40, которым должны следовать градации параметров всех видов изготовляемой продукции. Ряд /?40 в интервале значе­ ний от 200 до 1000 содержит 29 чисел, ряд R 20—15, ряд R 10—8 и ряд R 5—4. Как выяснено подробным технико-экономическим ана­ лизом, ряд предпочтительных чисел R 10 лучше других прибли­ жается к величинам оптимальной гидравлической мощности типо­ размеров насосов, необходимых для укомплектования буровых установок, применяемых в мировой практике. Величина наиболь­ шей подачи определяется необходимостью поддержания требуемой скорости восходящего потока в затрубном пространстве, а давле­ ние нагнетания — сопротивлением движению промывочной жидко­ сти, возникающим в скважинах типовой конструкции для интер­ валов глубин, на которые разбивается фонд скважин, подлежащих разбуриванию.

В СССР ГОСТ 6031—66 установлено для насосов с давлением нагнетания до 320 кгс/см2 в пределах гидравлической мощности 200—1000 л. с. восемь типоразмеров с предельным отклонением подачи и мощности ±10%. Подготавливаются к введению государ­ ственные стандарты, представляющие собой закономерное продол­ жение ГОСТ 6031—66 в диапазоне меньших мощностей и распро­ страняющиеся на основные параметры насосов для различных ви­ дов бурения (табл.2).

Параметры стандартных насосов охватывают поля подачи и давления нагнетания существующих буровых насосов, причем число типоразмеров является оптимальным, необходимым и достаточным для удовлетворения потребностей всего объема эксплуатационного и глубокого разведочного бурения нефтяных и газовых скважин. Ряды величин наибольшей подачи и давления нагнетания соответ­ ствуют требованиям ГОСТ 12052—66.

линии А (рис. 4, б) соединена с золотником 3Б на линии Б, а муф­ та 9 на линии Б — с золотником Зл на линии А. Регулировкой за­ зоров Ал и Дб создаются паузы в движении поршней.

На диаграмме подачи (см. рис. 4, в) двухлинейного насоса периоду t2 движения поршневой системы с постоянной скоростью на одной линии А соответствует стоянка продолжительностью /п на другой линии Б. Вследствие того что подача насоса при работе не прерывается, t2= tn. Периоду U ускорения в движении одного поршня (кривая 10) соответствует период t3 замедления другого

показано на диаграмме (рис. 4,г).

В двухлинейном прямодействующем насосе большую часть времени работает один цилиндр за исключением кратковремен­ ного переходного режима, когда работают два цилиндра.

Благодаря постоянной скорости поршня на большей части дли­ ны его хода и почти постоянной сумме скоростей обоих поршней

и

в течение переходного режима, когда происходит замедление дви­ жения одного и ускорение движения другого поршня, скорость промывочного раствора в нагнетательном и всасывающем трубо­ проводах прямодействующего двухлинейного насоса близка к по­ стоянной величине (кривая 12). Время одного двойного хода порш­ ня равно 2t.

При увеличении сопротивления скважины нагнетанию промы­ вочного раствора число двойных ходов поршня в 1 мин у паро­ вого прямодействующего насоса автоматически уменьшается. Подачу промывочного раствора можно регулировать изменением параметров и количеством подводимого в единицу времени пара.

Экономичность паровых прямодействующих насосов относи­ тельно невелика, так как их паровые цилиндры работают без рас­ ширения пара, и в атмосферу выбрасывается отработанный пар высокого давления. Расход пара составляет 40—60 кг/л. с-ч.

После появления более экономичных паровых машин, работа­ ющих с расширением пара и выбрасывающих в атмосферу отра­ ботанный пар сниженного давления, нашли применение приводные поршневые насосы, работающие от паровой машины через ремен­ ную передачу.

Принцип работы прямодействующего насоса представляет ин­ терес, так как не исключена возможность применения в будущем прямодействующих гидроприводных поршневых нефтебуровых на­ сосов, к. п. д. которых достаточно высок. При использовании много­ цилиндрового аксиальноили радиально-поршневого насоса в качестве силового степень неравномерности подачи гидропривод­ ного насоса близка к нулю. Применение регулируемых силовых насосов, выпуск которых успешно осваивается в СССР и за рубе­ жом, позволяет осуществлять бесступенчатое изменение подачи поршневого бурового насоса в необходимых пределах путем изме­

где LH— общая длина насоса в мм; s —длина хода поршня в мм;

пример, 800 мм, общая длина прямодействующего насоса, равная 8-0,8 = 6,4 м, значительно меньше, чем длина приводного насоса, равная 12,5-0,8=10 м. Таким образом, при большой длине хода прямодействующий насос намного компактнее, чем приводной.

Фирма «Вирт» изготовляет прямодействующие однолинейные гидроприводные насосы (см. рис. За) с давлением нагнетания до 200 кгс/см2, применяемые при цементировании скважин. Гидрав­ лическая часть этого насоса такая же, как у приводных буровых

насосов, и поэтому он вполне пригоден для нагнетания промывоч­ ной жидкости при бурении. Силовой цилиндр работает на чистом масле, поступающем от регулируемого силового насоса. Пределы плавного регулирования подачи — от 0 до QManc. Долговечность цилиндро-поршневой пары и время безотказной работы длиннохо­ дового насоса может увеличиться в результате как снижения чис­ ла двойных ходов поршня в минуту, так и вследствие сохранения постоянной величины скорости по длине хода поршня без макси­ мума скорости в средней части хода.

С уменьшением числа двойных ходов поршня в 1 мин сни­ жается расход клапанов, так как изнашивание их посадочных поверхностей увеличивается пропорционально суммарному числу циклов работы клапана. Исправный насосный клапан правильно выбранного размера не изнашивается в открытом и закрытом со­ стоянии в течение 10 000 ч. Разрушение посадочных поясков про­ исходит в момент закрытия клапана в результате вдавливания и раздробления на их сопряженных поверхностях зерен абразива, сжимаемых между тарелкой и седлом. Уменьшение изнашивания клапанов улучшает эксплуатационные качества насоса, так как общий расход клапанов достаточно высок (см. рис. 2, а). Поэтому пути снижения расхода клапанов заслуживают всестороннего изучения, в том числе с учетом особенностей их работы в прямо­ действующем насосе. Диаграмма подъема клапана, близкая к прямоугольной, повторяет в соответствующем масштабе кривую скорости поршня.

Ожидаемые эксплуатационные преимущества длинноходовых и тихоходных гидроприводных прямодействующих одноили двух­ линейных насосов, работающих при числе двойных ходов поршня 10—20 в 1 мин, должны получить практическое подтверждение в результате теоретического и экспериментального исследования с всесторонним анализом и учетом всех значимых факторов.

Подачу поршневого насоса с цилиндрами двустороннего дейст­ вия (в дм3/с) определяют по формуле

принимают т]о= 0,9) ; F — площадь поршня в дм2; / — площадь штока в дм2; 5 — длина хода поршня в дм; п — число двойных хо­ дов поршня в 1 мин.

Приводные насосы с двумя цилиндрами двустороннего действия

Поршневые приводные насосы с двумя цилиндрами двусторон­ него действия (рис. 5) благодаря своей конструктивной простоте и достаточно равномерной подаче, получаемой с применением пнев­ матических компенсаторов, наиболее технологичные для изготов­

ления и удобные в эксплуатации, являются широко распространен­ ным видом бурового насоса.

В отличие от прямодействующего насоса с постоянной ско­ ростью на большей части длины хода поршня движение поршня приводного насоса неравномерно, что является результатом преоб­

ввозвратно-поступатель­

зывает относительно небольшое перемещение поршня. В середине длины хода поршня поворот кривошипа на тот же угол вызывает относительно большее перемещение поршня. Например, при длине хода поршня 350 мм поворот кривошипа на 10° в конце хода соответствует перемещению поршня на 2,5 мм, а такой же поворот кривошипа в середине длины хода поршня вызывает его перемещение на величину 30 мм, т. е. в 12 раз большую. Из этого следует, что скорость поршня различна на разных участках длины его хода, и поршень движется переменно — с ускорением и замед­ лением — при постоянной угловой скорости кривошипа.

Скорость поршня практически удобно определять, принимая угловую скорость со вращения кривошипа постоянной, по прибли­ женной формуле

= пп130 — средняя угловая скорость кривошипа в рад/с; п — число

насоса в 1,57 раза меньше максимальной скорости поршня при­ водного насоса при одинаковой длине хода обоих насосов и оди­ наковом числе двойных ходов поршня в 1 мин.

Теоретическая величина подачи промывочной жидкости из на­ сосной камеры равна произведению скорости поршня при данном угле поворота кривошипа на площадь поршня.

Для бесштоковой насосной камеры С (см. рис. 5, а)

QT= Fv,

где F — площадь поперечного сечения поршня. Для штоковой насосной камеры Е

Q? = ( F - f ) v ,

где (F—/) — площадь кольцевого сечения с наружным диаметром поршня и внутренним диаметром поршневого штока, который вы­

и кривая eM2i подачи из бесштоковой камеры С во время пово­ рота кривошипа на 180° из положения Ос в положение Ое и далее на следующие 180° в положение Ос.

Отношение ординаты q2 кривой eM2i подачи из штоковой каме­ ры Е к ординате qx кривой сЛ1е подачи из бесштоковой камеры С, взятых при одинаковом положении кривошипного механизма соот­

Кривошипы поршневого бурового насоса с двумя цилиндрами двустороннего действия установлены на коренном валу с угловым смещением по направлению вращения на 90° друг относительно друга. Суммарную подачу промывочной жидкости двумя цилиндра­ ми насоса определяют поэтому сложением ординат двух смещенных вдоль оси абсцисс на 90° диаграмм b и а подачи левого В и пра­ вого А цилиндров (см. рис. 5,а, б). Полученная кривая d изобра­ жает также изменение вращательного момента на коренном валу за один оборот.

Степень неравномерности ôgT подачи жидкости цилиндрами насоса при объемном коэффициенте, равном 100%, определяется выражением:

Эта же величина представляет собой степень неравномерности вращательного момента на валу насоса при постоянном давлении нагнетания. Величина 09Т характеризует тип насоса. Для насоса с двумя цилиндрами двустороннего действия 0,042<ôqi<0,4. Мини­ мальное значение ôgT = 0,042 относится к насосу низкого давления, для которого влиянием штока на пульсацию подачи можно прене­ бречь, приняв еш=^ш/Дп=0. Наибольшее значение ôqT=0,4 отно­ сится к насосу высокого давления при минимальном диаметре поршня и вш^О.б.

Компенсаторы неравномерности подачи, устанавливаемые на насосах, выравнивают скорость жидкости в нагнетательном трубо­ проводе. Для характеристики неустановившегося движения в той или иной точке трубопровода пользуются величиной степени не­ равномерности давления

плунжерно-поршневой насос фирмы «Вирт» с двумя раздвоенными цилиндрами одностороннего действия — раздвоенные цилиндры на каждой из параллельных линий расположены последовательно на некотором расстоянии друг от друга, как показано на схеме

поршня или плунжера, должно быть одинаковым при всех диамет­ рах сменных поршней и плунжеров для того, чтобы нагрузка при­ водного механизма не изменялась, т. е.

= Р1пл^1пл = Р/пл^/пл = РтплРшпл = PmFla = Pinyin ^ Ршп^шп* 0^}

Переход от поршней 1 к плунжерам 6 связан с тем, что не удается сконструировать поршень достаточно малого диаметра, который может иметь плунжер при том же давлении нагнетания. Этим приемом решается задача создания более высокого давле­ ния нагнетания плунжерным насосом, чем возможно на поршневом насосе данной мощности.

В поршневом насосе существует предел конструктивно осущест­

давления нагнетания и уменьшение диаметра поршня не может быть достигнуто, так как необходимый для этого поршень малого диаметра с его металлической арматурой, эластичными уплотни­ тельными кольцами и крепежной гайкой не размещается в узком кольцевом пространстве между уменьшенным внут­ ренним диаметром цилин­ дровой втулки и штоком.

Поэтому в размерном ряде насосов возрастающей мощ­ ности одновременно увели­ чиваются диаметр штока, усилие по штоку, минималь­ ный диаметр поршня и наи­

т. е. всего четыре поршня 1.

водится вода в направлёиии, указанном стрелкой, По затемненному коричневому цвету отводимой воды можно определить момент нарастающей утечки промывочного раствора в какой-либо одной или нескольких