Выбор типа и числа буровых насосов производится на основании расчётов расхода и гидравлических потерь давления в циркуляционной системе для бурения заданной скважины. Если расчётные данные ниже параметров комплектующего насоса буровой установки, то он пригоден для бурения проектируемой скважины. Если расчетные данные выше, то насос следует подбирать по его параметрам.
Расчет гидравлической мощности насоса см. здесь.
Теоретическая подача поршневого двухцилиндрового насоса двойного действия
(12.150)
плунжерного насоса
(12.151)
В приведенных формулах: F - площадь поперечного сечения поршня (или плунжера), м2; ƒ - площадь сечения штока, м2; n - число двойных ходов (частота вращения коленчатого вала насоса), мин-1; S - ход поршня или плунжера, м; m - число плунжеров.
Действительная (фактическая) подача насоса
Qф=Qm·η0. (12.152)
где η0=0,85-0,95 -объемный к.п.д. насоса, учитывающий утечки жидкости через зазоры в уплотнителях клапанов, поршней, штоков, наличие воздуха или газа в скважине и др.
Максимальное усилие, действующее на поршень при сжатии, определяется по формуле:
(12.153)
где k= 1,15-1,2 -коэффициент запаса, учитывающий вероятность превышения давления в случае несработки предохранительного клапана насоса; Рн(max) - максимальное возможное давление насоса. МПа; F - площадь поршня (м2), при которой развивается максимальное давление; ηуг=0,96-0,98 - коэффициент уплотнения штока и поршня.
Напряжения сжатия в теле штока определяется из уравнения:
(12.154)
где d - диаметр штока.
Запас прочности на сжатие по пределу текучести:
(12.155)
После расчета на сжатие и растяжение штоки бурового насоса рассчитывают на продольную устойчивость по критическим напряжениям. С этой целью определяется гибкость штока:
(12.156)
где l - длина штока; i - радиус инерции сечения штока
(12.157)
где d - диаметр штока, м
Обычно λ≥105. При гибкости λ<105 критическое напряжение (МПа) определяют по следующей формуле:
σкр=335-0,62λ, (12.158)
Коэффициент запаса прочности:
(12.159)
который должен быть больше 2.
Диаметр поршней определяются из следующих выражений:
для насоса одностороннего действия
(12.160)
для насоса двухстороннего действия
(12.161)
где η'0=0,98-0,96 - коэффициент наполнения или объемной подачи для исправного насоса; k - число камер насоса; S - длина хода поршня (задаются на основании существующих конструкций из справочной литературы); n и d в формулах (12.150) и (12.154).
Примем для поршневого насоса двухстороннего действия число камер k=4, формула (12.154) будет иметь вид:
(12.162)
Для трехпоршневых насосов ( при k=3) одностороннего действия
(12.163)
При расчете диаметра плунжера
(12.164)
Расчетное значение D округляют до ближайшего по ряду диаметров плунжеров, после чего уточняют ход плунжера.
В формуле (12.157): z - число цилиндров насоса; η'0=0,85-0,95 - объемный к.п.д. насоса.
Значения ks выбирают в зависимости от частоты вращения коренного вала насоса
|
n, мин-1 |
40-80 |
80-150 |
150-350 |
>350 |
|
ks |
2,5-2 |
2,0-1,2 |
1,2-0,5 |
0,5-0,2 |
Скорость движения поршня насоса определяется подачей промывочной жидкости и меняется от нуля (в начале) до максимума (в середине хода). Для сглаживания неравномерности подачи в нагнетательных линиях насосов низкого давления применяют нагнетательные компенсаторы (рис. 12.17).
Для разобщения и соединения рабочей камеры цилиндра поршневого насоса попеременно с всасывающим и напорным трубопроводами служат клапаны.
