Обладнання для буріння свердловини

Содержание

Вступ

1. Визначення параметрів проектованого обладнання

2. Вибір типу бурової установки і бурового насоса

3. Спеціальна частина

3.1 Умови роботи найбільш швидкозношуваних деталей бурового насоса, види, характер та механізм їх руйнування

3.2 Аналіз роботи клапанної групи бурових насосів

3.3 Аналіз конструкції клапанних груп бурових насосів

3.4 Огляд конструкцій клапанів

4. Розрахункова частина

4.1 Визначення зусиль, діючих в елементах кривошипно-шатунного механізму насоса

4.2 Розрахунок елементів гідравлічної частини насоса

4.3 Розрахунок елементів клапана на міцність

5. Монтаж та раціональна експлуатація обладнання циркуляційної системи

5.1 Монтаж бурових насосів

5.2 Монтаж нагнітального маніфольду

5.3 Експлуатаця бурових насосів

5.4 Догляд і змащування бурового насоса

6. Техніка безпеки при експлуатації бурових насосів

6.1 Забезпечення нормальних умов праці

6.2 Забезпечення безпеки праці при експлуатації насосів

Висновки

Перелік посилань на джерела

Вступ

До 80 - 90-х років 20 століття на Україні свердловини на нафту та газ бурили глибиною до 3000 - 3500 м, які експлуатуються і в даний час. Але запаси нафти і газу на цих глибинах вичерпуються. Досліджено, що великі родовища нафти і газу залягають на глибинах 7000 - 8000 м. Для їх розробки необхідно бурити свердловини на ці глибини.

Сьогодні розвиток нафтогазової промисловості на Україні вимагає використання сучасного бурового обладнання, яке б відповідало світовим стандартам щодо продуктивності, робочих характеристик, якості, надійності, довговічності та зручності його експлуатації. При цьому його вартість має бути невисокою. На даний час в Україні серійно не виготовляються потужні бурові насоси, тому підприємства вимушені використовувати обладнання, яке експлуатується десятки років, є морально та фізично застарілим. Нове обладнання імпортується з: Росії, США, Канади та інших країн. Насоси невеликої потужності виготовлялись на калуському заводі "Карпатнафтомаш", які використовують в основному для геологорозвідувального буріння.

У перспективі на Україні планується серійний випуск потужних бурових насосів, але виникла проблема розробки їх нових надійних конструкцій. Для якісного та швидкого проектування нових бурових насосів та підвищення ефективності експлуатації існуючих слід використовувати прогресивні досягнення в галузях комп'ютерних технологій, систем автоматизованого проектування (САПР), обчислювальної гідродинаміки, які дають широкі можливості для дослідження роботи клапанних вузлів та процесів, які проходять в гідравлічних частинах бурових насосів під час їх роботи. Основними вузлами гідравлічної частини є клапанні вузли та циліндропоршневі пари, до яких ставляться високі вимоги щодо довговічності та ефективності роботи. Робота клапанних вузлів поршневого бурового насоса визначає основні характеристики його роботи, а її оптимізація призводить до покращення умов роботи насоса в цілому та показників процесу буріння.

Зростання за останні роки глибини буріння свердловин на Україні та за кордоном вимагає використання більш потужних бурових насосів. Тому виникла необхідність у швидкому та якісному проектуванні нових конструкцій потужних бурових насосів та моделюванні сумісної роботи вхідного та вихідного клапанів з врахуванням особливостей фізичних процесів, які проходять в буровому насосі під час його роботи з мінімальною кількістю натурних експериментів.

1. Визначення параметрів проектованого обладнання

Для визначення параметрів проектованого насоса скористаємося методикою, описаною в [1].

Складаємо масив вихідних даних згідно геолого-технічного наряду і заносимо в їх в таблицю 1.1 Виходячи з багаторічного досвіду буріння свердловин, відомо що найбільша подача буде при бурінні під кондуктор, а найбільший тиск при бурінні під експлуатаційну колону.

Таблиця 1.1 - Масив вихідних даних

Обчислюємо для визначених фаз буріння витрату Q_і промивальної рiдини (м³/с), виходячи iз наступних умов:

забезпечення рекомендованої швидкості V_кпі (м/c) висхiдного потоку у кiльцевому затрубному просторi:

_і = p× (D_рі^{2 -} d_збті²) ×V_кпі / 4, (1.1)

де D_{рі -} розрахунковий зовнішній діаметр затрубного кільцевого простору, чисельне значення якого приймається з умови:

_вно £ D_рі ³ k_кі×D_ді, (1.2)

де D_вно - найбільший внутрішній діаметр обсадної колони, з башмака якої ведеться буріння в розгляданій фазі, м;_кі - коефіцієнт каверзності відкритого стовбура свердловини в інтервалі буріння. Величина k_кі приймається на практиці за результатами кавернометрії, при їх відсутності - в межах k_кі=1,05-2,50 в залежності від стійкості гірських порід проти ерозійного розмивання;_{ді -} діаметр породоруйнівного інструменту, яким свердловина поглиблюється (і розширюється) в розгляданій фазі буріння, м;_збті - зовнішній дiаметр бурильних труб в перерізі, для якого визначено величину D_рі, м;

_р1 = k_к1×D_д1=1,4·0,555=0,777 мм;_р2 = k_к2×D_д2=1,05·0,2159=0,227 мм.

Чисельне значення V_кпі вибираємо у відповідності до наведених у таблиці 9.2 [1]. Отже V_кп1=0,5 м/с, V_кп2=1,2 м/с.

Оптимальне значення швидкості V_кпі визначаємо за формулою Фуллертона:

_кпі = 360/ (r_пр×D_рі) (1.3)_кп1 = 360/ (1080·0,777) =0,43 м/с;_кп2 = 360/ (1180·0,227) =1,34м/с.

Визначаємо подачу для буріння під кондуктор і експлуатаційну колону.

₁ = 3,14· (0,777^{2 -} 0,14²) ·0,43/4=0,2 м³/с;₂ = 3,14· (0,227^{2 -} 0,14²) ·1,34/4=0,034 м³/с;₃ = 3,14· (0,227^{2 -} 0,114²) ·1,34/4=0,2 м³/с.

Більш об'єктивним методом визначення подачі Q_і є застосування формули запозиченої з американської практики буріння:

_і = 450×p× (D_рі^{2 -} d_збті²) / (g×r_пр×D_рі), (1.4)

де g = 9,81м/с².₁ = 450·3,14· (0,777^{2 -} 0,14²) / (9,81·1080·0,777) =0,1 м³/с;₂ = 450·3,14· (0,227^{2 -} 0,14²) / (9,81·1180·0,227) =0,017 м³/с;₃= 450·3,14· (0, 227 ^{2 -} 0,114²) / (9,81·1180·0,227) =0,021 м³/с.

забезпечення рекомендованих значень питомої інтенсивності промивання вибою свердловини:

_і = p×D_ді²× q_F / 4, (1.5)_і = D_ді×q_D, (1.6)

де q_F =0,45 м³/ (c×м²); q_D1 =0,127 м³/ (c×м), q_D1 =0,07 м³/ (c×м) - рекомендовані показники питомої інтенсивності промивання на одиницю поверхні вибою та на одиницю діаметра долота відповідно. Згідно таблиці 9.3 [1].

₁ = 3,14·0,555²· 0,45/4=0,11 м³/с;₂ = 3,14·0,2159²· 0,45/4=0,017 м³/с;₁= 0, 555·0,127= 0,07 м³/с;₂ = 0,2159·0,07=0,015 м³/с.

забезпечення концентрації f вибуреної твердої фази в затрубному кільцевому просторі свердловини не вище допустимої межі:

_і=p× (k_кі×D_ді) ²×V_мсрі / (14400×f), (1.7)

де концентрація f вибуреної твердої фази в затрубному кільцевому просторі свердловини приймається в функції механічної швидкості V_мсрі за даними таблиці А.5 [1]. f₁=2, 20·10^-2; f₁=0,38·10^-2.

₁=3,14· (1,4·0,555²) ²·49,7/ (14400·2, 20·10^-2) =0,297 м³/с;₂=3,14· (1,4·2159²) ²·1,6/ (14400·0,38·10^-2) =0,005 м³/с;

забезпечення заданої гiдравлiчної потужностi на долотi при бурінні гідромоніторними долотами:

_і = 42,9× [ (N_пит×D_ді×z×d_ні⁴) / (g×r_пр)] ^0,33, (1.8)

де N_пит - питома гiдравлiчна потужнiсть на одиницю поверхнi вибою свердловини, кВт/м². N_пит1=1800 кВт/м²; N_пит2=1900 кВт/м²; z - число гiдромонiторних насадок в долоті; z=3; d_ні - дiаметр каналу в насадці долота, м. d_н1=0,0127 м; d_н2=0,0079 м;

₁= 42,9· [ (1800·0,555·3·0,0127⁴) / (9,81·1080)] ^0,33=0,19 м³/с;₂= 42,9· [ (1900·0,2159·3·0,0079⁴) / (9,81·1180)] ^0,33=0,034 м³/с;

забезпечення швидкості витікання V_вит промивальної рідини з насадок струминного долота, достатньої для створення гідромоніторного ефекту:

_і = p×V_вит×åd_ні^2/4, (1.9), де V_вит = 100 м/с.₁ = 3,14·100· (3·0,0127) ^2/4=0,114 м³/с;₂ = 3,14·100· (3·0,0079) ^2/4=0,044 м³/с;

Обчислити оптимальне значення витрати Q_і за формулами Фуллертона:

_і = (80D_рі + 3D_рі²) / r_пр, (1.10)_і = 142× (D_рі^{2 -} d_збті²) / (D_рі²×r_пр). (1.11)₁ = (80·0,777 + 3·0,777 ²) / 1080=0,059 м³/с;₂ = (80·0,227 + 3·0,227 ²) / 1180=0,016 м³/с;₁ = 142· (0,777^{2 -} 0,140²) / (0,777²·1080) =0,127 м³/с;₂= 142· (0,227^{2 -} 0,114²) / (0,227²·1180) =0,089 м³/с;

Складаємо варіаційний ряд значень витрат і обчислюємо середнє арифметичне.

₁ =0,25; 0,1; 0,11; 0,07; 0,297; 0, 19; 0,114; 0,059; 0,127 м³/с;₂=0,017; 0,021; 0,017; 0,015; 0,005; 0,034; 0,044; 0,016; 0,089 м³/с.

Отже середнім арифметичними значеннями подачі будуть

_1сер =0,099 м³/с; Q_2сер=0,0245 м³/с.

Визначальним чинником, за яким встановлюється витрата Q_і - є гідромоніторне долото.

З поміж розглянутих фаз буріння витрати Q_pi вибираємо Q_p1=0,1 м³/с і Q_p2=0,0288 м³/с.

Визначити розрахункову максимальну одиничну подачу Q_он бурового насоса:

_он = Q_рі / z_н, (1.12)

де z_н - число насосів в складі бурової установки, які одночасно працюють на промивання свердловини в фазі буріння; z_н=2;

_он = 0,1/2=0,05 м³/с.

Ділимо підземну частину циркуляційної системи на елементи, що характеризуються сталістю і заносимо їх в таблицю 1.2.

Для кожного з елементів підземної частини (таблиця 1.2) обчислюємо швидкiсть потоку промивальної рiдини користуючись належною формулою:

_і = (4×Q_рі) / (p×d_внт²), (1.13)_і = (4×Q_рі) / [p× (D_кп^{2 -} d_кп²)]. (1.14)₁ = V₃ = (4·0,0288) / (3,14·0,12²) =2,55 м/с;₂ = (4·0,0288) / (3,14·0,096²) =3,98 м/с;₄ = (4·0,0288) / (3,14·0,08²) =5,73 м/с;₅ = (4·0,0288) / [3,14· (0,227^{2 -} 0,178²)] =1,85 м/с;₆ = (4·0,0288) / [3,14· (0,225^{2 -} 0,140²)] =1,20 м/с;₇= (4·0,0288) / [3,14· (0,225^{2 -} 0,114²)] =0,81 м/с;₈= (4·0,0288) / [3,14· (0,227^{2 -} 0,114²)] =0,95 м/с;₉= (4·0,0288) / [3,14· (0,227^{2 -} 0,140²)] =1,15 м/с;

Таблиця 1.2 - Характеристики елементів підземної частини циркуляційної системи і потоку промивальної рідини в них

Віднайдені швидкості V_і порівнюємо з критичною швидкістю V_кр, чисельне значення якої:

_кр = 25× (t_0/r_пр) ^0,5= 25· (7/ 1180) ^0,5=1,93 м/с.

За результатом порівняння робимо попередній висновок, що характер течії в каналі бурильних труб і обважнених бурильних труб мають турбулентний режим течії. В затрубному просторі спостерігається ламінарний режим течії.

Визначаємо критерiй Рейнольдса Re_т або Re_кп, що характеризує потік промивальної рідини:

в циліндричних каналах труб:

_т = (r_пр·V_і·d_внт) / (h+t_о·d_внт / 6·V_і), (1.15)

в кільцевих каналах затрубного простору:

_кп = [r_пр×V_і× (D_кп-d_кп) / [h+t_о× (D_кп-d_кп) / 6×V_і], (1.16)_{т 1}= Re_{т 3}= (1180·2,55·0,12) / (14·10^-3+7·0,12/6·2,55) =5240;_{т 2}= (1180·3,98·0,096) / (14·10^-3+7·0,096/6·3,98) =10698;_{т 4}= (1180·5,73·0,08) / (14·10^-3+7·0,08/6·5,73) =17858;_кп5 = (1180·1,85· (0,227-0,178)) / (14·10^-3+7· (0,227-0,178) / 6·1,85) =2382;_кп6 = (1180·1, 20· (0,225-0,140)) / (14·10^-3+7· (0,225-0,140) / 6·1, 20) =1245;_кп7 = (1180·0,81· (0,225-0,114)) / (14·10^-3+7· (0,225-0,114) / 6·0,81) =610;_кп8 = (1180·0,95· (0,227-0,114)) / (14·10^-3+7· (0,227-0,114) / 6·0,95) =829;_кп9 = (1180·1,15· (0,227-0,140)) / (14·10^-3+7· (0,227-0,140) / 6·1,15) =1154;

З отриманих розрахунків бачимо, що в циліндричних каналах труб спостерігається перехідний режим течії, а в кільцевих каналах затрубного простору - структурний режим течії, крім кільцевих каналах затрубного простору ОБТ в якому спостерігається перехідний режим течії.

Обчислені величини V_і, Re_т або Re_кп записати до табл.1.2

Визначаємо коефiцiєнти гiдравлiчних опорiв l_т, l_кп для рiзних режимiв течiї промивальної рідини в функції від Re_т, Re_кп:

при перехiдному режимі течії визначаємо за формулою:

l_т = 0,1/ (Re_т) ^0,3 (1.17)

l_т1 = l_{т 3}= 0,1/ (5240) ^0,3=0,0077;

l_{т 2}= 0,1/ (10698) ^0,3=0,0061;

l_т4 = 0,1/ (17858) ^0,3=0,0053;

l_т5 = 0,1/ (2382) ^0,3=0,0097;

при структурному режимі:

l_т = 64/Re_т (2.18)

l_т6 = 64/1245=0,051;

l_т7 = 64 /610=0,11;

l_{т 8}= 64/829=0,077;

l_{т 9}= 64/1154=0,055;

Обчислюємо гідравлічні опори Dp_i елементів циркуляцiйної системи, МПа:

гідравлічний опір Dp_обв наземної обв'язки (маніфольду, стояка, бурового рукава, вертлюга, ведучої труби):

Dp_обв = А·r_пр. ·Q_рі², (1.18)

де А - сумарний коефіцієнт гідравлічного опору перелічених елементів, що залежить від діаметра і довжини їх каналів, приймається в межах від 0,14 до 0,43 м - ⁴. Приймаємо А=0,3 м - ⁴.

Dp_обв = 0,3·1180·0,0288²=0,294 МПа;

розподілені гідравлічні опори Dp_ті циліндричних каналів підземної частини циркуляційної системи (ОБТ, бурильних труб, виключаючи їх висаджені всередину кінці та з'єднувальні елементи - замки, муфти):

Dp_ті=8·10^-6·l·r_пр·Q_рі²·L_i/ (p²·d_внт⁵), (1.19)

Dp_т1=8·10^-6·0,0077·1180·0,0288²·2576/ (3,14²·0,12⁵) =0,71 МПа;

Dp_т2=8·10^-6·0,0061·1180·0,0288²·2256/ (3,14²·0,12⁵) =0,63 МПа;

Dp_т3=8·10^-6·0,0077·1180·0,0288²·492/ (3,14²·0,095⁵) =0,43 МПа;

Dp_т4=8·10^-6·0,0053·1180·0,0288²·176/ (3,14²·0,08⁵) =0,23 МПа;

SDp_т=2 МПа;

розподілені гідравлічні опори D_кпі кільцевих каналів підземної частини циркуляційної системи (обсаджений і відкритий стовбур свердловини за бурильними трубами і ОБТ):

Dp_кпі = 8·10^-6 ·l_кп ·r_пр·Q_рі ·L_i / (p²· (D_{кп -} d_кп) ³· (D_кп + d_кп) ²). (1.20)

Dp_кпі=48·10^-6·L_i·V_і·h/ (D_кп-d_кп) ² + 2,87·10^-6·t_о·L_i/ (D_кп-d_кп). (1.21)

Dp_кп5 = 8·10^-6 ·0,0097·1180·0,0288 ·176/ (3,14²· (0,227 _- 0,178) ³· (0,227 + 0,178) ²) = 1,43 МПа;

Dp_кп6 = 8·10^-6 ·0,051·1180·0,0288 ·2576/ (3,14²· (0,225 - 0,140) ³· (0,225+ 0,140) ²) = 7,24 МПа;

Dp_кп7 = 8·10^-6 ·0,11·1180·0,0288 ·924/ (3,14²· (0,225 - 0,114) ³· (0,225+ 0,114) ²) = 4,73 МПа;

Dp_кп8 = 8·10^-6 ·0,077·1180·0,0288 ·1332/ (3,14²· (0,227 - 0,114) ³· (0,227+ 0,114) ²) = 5,7 МПа;

Dp_кп9 = 8·10^-6 ·0,055·1180·0,0288 ·492/ (3,14²· (0,227 - 0,140) ³· (0,227+ 0,140) ²) = 2,46 МПа;

SDp_кп=21,56 МПа;

гідравлічний опір Dp_д промивальних пристроїв (насадок) гідромоніторного (струминного) долота:

Dp_д=В×r_пр× (4×Q_рі/π åd_ні) ², (1.22)

де В = 120·10^{-8 -} коефіцієнт, що залежить від профілю каналу промивального пристрою. Чисельні значення В для найпоширеніших типів насадок наведені в таблиці А.4 [1].

Dp_д =120·10^-8·1180· (4·0,0288 /3,14 · (7,9·10^-3·3)) ²=7 МПа.

Обчислити суму гідравлічних опорів åDp_i усіх зазначених вище елементів циркуляцiйної системи, що визначає тиск на виході бурових насосів Р_н:

Р_н = åDp_i = Dp_обв + åDp_ті + åDp_кпі + Dp_д, (1.23)

де åDp_ті, åDp_кпі - сумарні гідравлічні опори усіх елементів підземної частини циркуляційної системи з каналами круглого та кільцевого перерізів відповідно.

Р_н = åDp_i = 0,294 + 2 + 21,56 + 7=30,854 МПа.

Обчислюємо необхідну гідравлічну потужність N_гп процесу промивання для кожної з розглянутих фаз буріння, кВт:

_гпі = 1000 × Q_рі × åDp_i, (1.24)_гп = 1000 × 0,0288 × 30,854=888,5952 кВт

Визначити потужність N_бн бурових насосів, якими слід оснастити циркуляційну систему бурової установки

_бн = N_гп / h_н, (1.25)

де h_н - результуючий коефіцієнт корисної дії бурового насоса, за даними різних виробників: h_н = 0,80 - 0,85.

_бн = 888,5952/0,85=1110,744 кВт.

Обчислити попереднє значення одиничної потужності бурового насоса:

_он' ³ N_бн / z_н, (1.26)

де z_н =2; число насосів в складі бурової установки, які одночасно працюють на промивання свердловини в фазі буріння, для якої виявлено максимальне значення.

_он' ³ 1110,74/2=555,37 МПа;

буріння свердловина насос механізм

2. Вибір типу бурової установки і бурового насоса

Згідно заданих даних - початкової глибини буріння L=5500 м і використання бурової установки в межах території України доцільно буде вибрати бурову установку з дизель-гідравлічним приводом БУ-6500 ДГ. Кінематична схема даної бурової установки наведена (див. лист 1).

Аналізуючи роботу бурових насосів двопоршневих подвійної дії і трипоршневих одинарної дії можемо сказати, що бурові насоси трипоршневі одинарної дії мають ряд техніко-економічних переваг: менші маса і габарити (приблизно в 1,4-1,5 рази); менша нерівномірність подачі в 2 рази і нерівномірність тиску в 5-6 разів; зменшення числа змінних деталей в 1,3-1,4 рази і їх маси в 2-3 рази.

Проведений НДІтяжмашем Уралмашзавода аналіз конструктивно-кінематичних, технологічних і навантажувальних параметрів трипоршневих бурових насосів односторонньої дії показав, що їм в порівнянні з двопоршневими насосами двосторонньої дії наявні наступні особливості:

більш складна і менш технологічна конструкція привідної частини насоса і установки в цілому в зв’язку з наявністю трьох замість двох кривошипно-шатунних механізмів і включенням в її склад насоса;

більш проста по конструкції і технологічна в виготовленні гідравлічна частина насоса дякуючи простій формі і меншим розмірам клапанних коробок і компенсатора;

більш ефективна система змащування, охолодження і контролю за станом робочих органів в зв’язку з наявністю доступу безпосередньо до поршня зі зворотної сторони;

більш високий ККД завдяки змащуванню циліндро-поршневих пар і виключення ущільнень штоків;

менший (розрахунковий) ресурс: по клапанах в 1,3-1,5 рази, по поршням в 1,4-1,6 рази і приблизно однаковий по циліндровим втулкам;

більш високий коефіцієнт готовності (на 5-7%) із-за різкого скорочення часу відновлення гідроблоків.

Звідси бачимо, що при використанні трипоршневих бурових насосів односторонньої дії, маємо велику економію як по матеріалоємкості так і при його ремонті. Окрім цього вони мають невеликі габарити і масу, що суттєво полегшують насосний блок, а отже - монтаж і транспортування його, чи насосів.

В табл.2.3 наведені декілька насосів з необхідними параметрами.

З наведених в табл.2.3 бурових насосів вибираємо буровий насос НБТ-950. Даний вибір пояснюється ґрунтовними економічними показниками. Насос подвійної дії був вже відкинуті в аналізі бурових насосів. Насос 10-Р-130 американської фірми

"Нейшенл" (хоч він і працює дещо більше буде коштувати) при його придбанні так і ремонті, в 3-4 рази дорожчий, а ніж насос російського виробництва НБТ-950.

Таблиця 2.3 - Характеристика поршневих насосів одностороньої дії і двопоршневих двосторонньої дії

3. Спеціальна частина

3.1 Умови роботи найбільш швидкозношуваних деталей бурового насоса, види, характер та механізм їх руйнування

До найбільш швидкозношуваних деталей бурових насосів відносяться поршні і їх ущільнення, штоки і їх ущільнення, клапани і їх ущільнення, циліндрові втулки і їх ущільнення, сідла клапана, корпуси сальника, ущільнення кришок.

В процесі буріння нафтових і газових свердловин вибурена порода, особливо глина, інтенсивно дисперсується в результаті механічних і теплових дій. При цьому найменші частинки породи насичують промивний розчин, що різко погіршує його структурно-механічні властивості. На довговічність деталей гідравлічної частини бурових насосів впливають умови роботи:

циклічні навантаження від тиску перекачуваного середовища, що змінюється за кожний подвійний хід поршня насоса від нуля до максимуму;

швидкість відносного переміщення деталей пристрою, що змінюється в межах кожного ходу від нуля до 2 м/с на довжині від 250 до 400 мм;

перекачувані рідини з температурою до +80 градусів за шкалою Цельсія, що містять в ряді випадків нафту, кислоти, луги і різні хімреагенти, а також до 10 відсотків по об'єму тверді абразивні частинки вибуреної породи і обважнювачі різної форми і розмірів від декількох мікрометрів до декількох міліметрів;

навколишнє середовище з змінною на протязі року температурою.

Підвищена температура рідини і присутність в розчині нафти і газу негативно діють на гумові деталі ущільнень, змінюючи механічні властивості матеріалу.

Тверді і абразивні частинки вибуреної породи викликають абразивний вид зношення, а у клапанів, крім того, можуть збільшувати ущільнюваний зазор при попаданні частинок на посадочну поверхню між сідлом і тарілкою.

Умови роботи насосів залежать від прийнятої технології буріння і, як правило, не можуть бути змінені довільно для збільшення довговічності деталей насоса. їх слід враховувати при виборі або розробці нових деталей насоса. Але при особливо несприятливих умовах роботи знижуються загальна надійність насоса. Це вимагає для забезпечення більш довготривалої безвідказної роботи насоса знижувати при бурінні мінімальні тиски нагнітання, використовувати більш дорогий, але менш абразивний обважнювач, тобто відступити від оптимальної технології буріння. Аналіз промислових даних показує, що із збільшенням густини промислової рідини наробки змінних деталей насосів різко зменшується, особливо при досягненні густини 2 г/см³ і більше. Так, якщо при бурінні свердловин з промивною водою наробки поршнів складають 180-200 год, то при застосуванні обважненого глинистого розчину (густина 2.25г/см³) вони зменшуються до 18-20 год, тобто в 10 разів. В такій же степені вони зменшуються по всім деталям.

Більшість тарілок клапанів поршневих насосів виходять з ладу при порушенні герметичності гумового ущільнення, при чому на всіх таких клапанах відмічаються промиви. Герметичність ущільнень поступово порушується внаслідок зношення гумових ущільнюючих деталей і робочих поверхонь тарілок і сідел клапанів. Металеві поверхні руйнуються при дії турбулентного потоку, ерозії твердими частинками, і контактної втоми при роздавлюванні піщинок, що попадають між сідлом і тарілкою при закриванні клапана. Конічні робочі поверхні сідла і тарілки отримують значну шорсткість, мають багаточисельні оспини.

В процесі експлуатації клапанів спостерігається повтор циклів відкриття і закриття клапанів, багатократне прикладання діючих навантажень, складний характер взаємодії абразивних частинок з робочими поверхнями деталей: при витіканні рідини з відкритого клапана абразивні частинки, що рухаються разом з нею, проводять як ударну так і ударно-проковзуючу дію на робочі поверхні деталей клапанів; агресивний вплив промивної рідини.

Спостереження за роботою клапанів показали, що клапани починають руйнуватися з ущільнень, працездатність яких менша працездатності металевих деталей. Гумова ущільнююча манжета руйнується, викликаючи порушення герметичності ущільнення і промивання тарілки і сідла, навіть в той час, коли зношення металевих деталей від інших причин ще не приводить клапан в несправність. Наклеп і поява кільцевих виробок на металевих деталях сприяють втраті герметичності і виходу клапану з ладу.

Видами зношення пари шток-ущільнення штока є абразивне, гідроабразивне, абразивно-втомне. Втомне руйнування штока і манжет, термодиструкція.

Аналіз зношених ущільнень штока вказує на те, що частіше всього руйнується опорна манжета від витискання в зазор між штоком і грундбуксою. Під напруженням до штока підтискається потилична частина манжети. Яка зношується більше, ніж її розтрубна частина. При цьому утворюються дрібні повздовжні риски-сліди від тертя абразивних частинок, які протягуються штоком по поверхні манжети або заклинюються в гумі. Риски утворюються в основному в нижній частині штока, що пояснюються дією сили гравітації. При цьому в зношених комплектах ущільнень перші манжети зберігаються. їх робочі поверхні знаходяться тільки на початковій стадії розмиву від у тічок або мають сліди стирання.

З порушенням цілісності потиличної частини опорної манжети порушується опора для попередньої манжети і вона піддається аналогічному виду зношення. При цьому попередня манжета зношується в місцях, що відповідають найбільшому зношенню опорної манжети. Також поглиблюються на тілі манжети і штока риски від подальшої дії абразивних частинок. В утворені риски попадає все більша кількість абразивних частинок, оскільки на їх поверхні нормальні напруження будуть меншими, ніж на незношеній поверхні манжети. Таким чином, абразивне зношення прискорюється за законами геометричної прогресії.

При більшому руйнуванні нижньої частини опорної манжети можливий її підворот, що приводить до катастрофічного виду зносу - промиву абразивною струминою.

Такий же результат отримується при утворенні наскрізної риски.

Головним недоліком існуючих ущільнень є те, що коли при проковзуванні по штоку в зону контакту потрапляє абразив, виникає коливання (скрип) - манжети не проковзують, а перескакують по поверхні штока, В результаті цього нерівномірно розподіляються напруження по всіх манжетах або по поверхні однієї; в місцях більших напружень виникають спрацювання, в які попадає все більша кількість абразиву. Як наслідок, ущільнення швидко виходять з ладу в умовах високих тисків і агресивних середовищ.

З метою збільшення ресурсу ущільнень штоків шляхом ліквідації скрипу за рахунок встановлення між манжетами тонких прокладок із суміші дрібнодисперсних фторопластового, мідного і модифікованого графітового порошків, коефіцієнт тертя спокою яких наближається до коефіцієнту тертя ковзання. При великих тисках така суміш веде себе як в'язка рідина і є сухою змазкою в зоні контакту ущільнення - шток. Суміш спікається за загальною методикою.

При виникненні спрацювань в манжеті або штоку під дією сили пружності гуми суміш підтікатиме в місця спрацювання, оскільки там буде менше напруження, і запобігатиме попаданню в ці ділянки бурового розчину. Час від часу манжети потрібно підтягувати грундбуксою для створення потрібного напруження між ними.

Для визначення відношення ширини прокладки до висоти манжети вибираємо статистичні значення зношування штоків і манжет, визначаємо загальний знос, і додаємо його до гранично мінімальної ширини прокладки, яка не витискатиметься внаслідок в'язкості матеріалу і ділимо на висоту досліджуваних манжет.

3.2 Аналіз роботи клапанної групи бурових насосів

На довговічність клапанної групи бурових насосів впливають такі фактори: тиск нагнітання і властивості промивальної рідини (в'язкість, температура, густина, наявність твердих і абразивних частинок, корозійна дія, наявність нафти, газу і інших хімреагентів і т.д.). Підвищена температура рідини і наявність в розчинах нафти і газу негативно впливають на гумові деталі ущільнень, змінюють механічні властивості матеріалів. Тверді та абразивні частинки вибуреної породи викликають абразивний вид зношування. Наявність абразивних частинок в промивальній рідині залежить від типу обважнювача якогось, властивості гірських порід, що зустрічаютьсяпри бурінні свердловини, якості очистки промивальних рідин і т.д. Втраті герметичності ущільнення і початку зношення абразивною струминою сприяє корозія ущільнюючих металічних деталей.

Зношення ущільнюючої гуми клапанів залежить не стільки від властивостей компонентів, з яких вона виготовлена, скільки від властивостей промивальної рідини, швидкості проковзування, навантаження, умов тепловідводу, розміру поверхні контакту, результату взаємодії матеріалів сідла і тарілки середовища і продуктами зношування.

Спостереженнями встановлено, що з перших годин роботи починається механічне зношування гумового елементу клапана незалежно від його розміщення і саме в місцях найбільшої концентрації напружень. В момент посадки манжети на сідло або тарілки на манжету (в клапані насоса У8-6М) загострена частина манжети видавлюється в ущільнюючий зазор і защемляється. При подальшому змиканні тарілки зі сідлом з ростом тиском защемлений об'єм відривається. Механізм такого виду зношування через деякий час приводить до повного руйнування загостреної частини манжети.

Більшість тарілок клапанів поршневих насосів при глибокому бурінні виходить з ладу при порушенні герметичності гумового ущільнювача, при чому на всіх клапанах відмічаються промиви. Герметичність ущільнень поступово порушується внаслідок зношування гумових ущільнюючих деталей і робочих поверхонь тарілок, і сідел клапанів. Металічні поверхні руйнується при спільній дії потоку рідини і контактної втоми при роздавлюванні піщинок між сідлом і тарілкою.

В процесі експлуатації поршневого насоса спостерігається повторення циклів відкриття і закриття клапанів, багатократне прикладання діючих навантажень, складний характер взаємодії абразивних частинок з робочими поверхнями деталей і агресивний вплив промивальної рідини.

По мірі руйнування ущільнювача порушується герметичність клапанної пари. Промивальна рідина проникає під високим тиском в утворені щілини, інтенсивно промиває робочі поверхні ущільнювача тарілки і сідла.

Спостереження за роботою клапанів показали, що в більшості випадків серійні клапани насосів виходять з ладу в результаті промивів тарілки і сідла. Працездатність ущільнення тарілки не відповідає працездатності металічних деталей клапана. Гумове ущільнення при роботі клапана порушується, викликаючи порушення герметичності ущільнення і промиву тарілки і сідла. Наклеп і поява кільцевих виробок на металічних деталях сприяють втраті герметичності і виходу клапана з ладу.

Більшість авторів вважають, що основною причиною виходу з ладу клапанів являється утворення промивів на робочих поверхнях сідла і тарілки під дією абразивної струмини, яка проривається через утворені нещільності (в результаті руйнування гумового ущільнювача) в результаті великого перепаду тиску над і під клапаном. Поряд з цим дослідники відмічають, що робочі поверхні тарілок і сідел клапанів руйнуються також внаслідок пластичного деформування і крихкого викришування в результаті проникнення абразивних частинок в момент посадки тарілки на сідло.

3.3 Аналіз конструкції клапанних груп бурових насосів

Основні вимоги до клапанних груп:

) забезпечення повної герметичності, підвищеної зносостійкості і безвідмовної роботи;

2)  невеликий гідравлічний опір;

3)  безударна посадка тарілки на сідло;

4)  простота ревізії стану і швидкість заміни деталей.

Клапани поршневих бурових насосів можна класифікувати за наступними признаками:

. За типом направляючих пристроїв:

.1 Клапани з верхнім направляючим штоком і нижньою направляючою хрестовиною.

.2 Клапани з верхнім і нижнім направляючими штоками.

За типом ущільнення:

.1 Клапани з ущільненням закріпленим на тарілці.

.2 Клапани з ущільненням закріпленим на сідлі.

За типом оребрення сідла:

.1 Без ребер.

.2 З одним направляючим ребром.

.3 З ребрами в сідлі, що не сприймають навантаження від тарілки.

.4 З несучими ребрами, які служать опорою для тарілки.

Використання в бурових насосах клапанів з конічними посадочними і ущільнюючими поверхнями робиться для того, що зменшити кут повороту рідини при виході її з сідла і тим самим зменшити гідравлічні втрати.

В підпружинених клапанах тарілку стараються виконати полегшеною. Розміри її обирають з умови міцності. Тарілки і сідла термообробляють, їх посадочні поверхні загартовують на глибині 2-4 мм до твердості HRC >50-55. Найбільш відповідальним елементом, який визначає довговічність клапана, являється конструкція ущільнювача і посадочних поверхонь сідла і тарілки. Форма вузла спряження щіх елементів залежить від твердості ущільнювача і тиску, щоб не викликати надмірних деформацій і зношування якого-небудь з елементів під дією змінних циклічних навантажень. Необхідно враховувати, що пластмаса і гума стиску рідиною майже не змінюють свого об'єму, але легко міняють форму і заповнюють вільний простір під дією сил, що утворюються різницею тисків.

Якщо тарілка клапана сідає на сідло раніше ніж ущільнювач, то промивальна рідина проривається в щілину клапана, швидко розмиває металічні поверхні. Якщо ж ущільнювач сідає на сідло раніше тарілки, то під дією тиску пластичний матеріал буде видавлений в щілину і його ущільнююча коронка швидко руйнується. Величина щілини між тарілкою і сідлом залежить від розмірів зерен твердих частинок промивальної рідини. А тому ущільнювач для насосів високих роблять більшого січення із округленими краями із поліуретану або синтетичних гум армованих кордом.

На даний час найбільш досконалими являються клапани тішу КСК. Вони включають тарілку, на якій з допомогою гайки закріплена манжета каплеподібної форми і сідло з плоско конічною опорною поверхнею. Плоска опора в сідлі утворена центральною втулкою з'єднаною ребрами в одне ціле з корпусом сідла. Таке сідло одержують штамповкою. При посадці тарілки на сідло останнє приходить в контакт з плоскою опорою сідла. Зазор між конічними поверхнями тарілки і сідла не повинен перевищувати 0,1 мм. Площа плоскої опори складає 40%, а конічної - 60% від загальної опорної плоскоконічної поверхні. Кут нахилу конічної поверхні тарілки і сідла до горизонту складає 50°.

Вказані конструктивні особливості дозволили знизити напруження, що виникають в манжеті в області ущільнюючого зазору, збільшити її міцність, знизити питомі навантаження на опорні поверхні тарілки і сідла, підвищити їх зносостійкість за рахунок застосування більш якісної сталі і об'ємної термообробки, виключити прогин тарілки.

3.4 Огляд конструкцій клапанів

Клапани, що розділяють порожнину циліндра від порожнин вхідного і вихідного колекторів часто в практиці називають усмоктувальними і нагнітальними. Однак використовуючи термінологію, регламентовану ДСТ 17398-72, і більш точне поняття входу і виходу доцільно ввести аналогічні терміни в позначення клапанів поршневого бурового насоса по функціональній ознаці, називаючи їх відповідно вхідним і вихідної. Інакше кажучи, клапан службовець для з'єднання і роз'єднання порожнини циліндра з порожниною вхідного колектора, будемо надалі називати вхідним клапаном, а для з'єднання і роз'єднання з порожниною вихідного колектора - вихідним клапаном.

У бурових насосах використовують так називані самодіючі тарілчасті клапани з пружинним навантаженням. На рисунках. 3.1, 3.2 показані основні конструктивні типи клапанів, застосовувані в сучасних поршневих насосах як у закордонної, так і у вітчизняній практиці. Основними деталями клапана є тарілка, ущільнення, пружина і сідло. Закріплення ущільнення на тарілки може вироблятися гайкою, вулканізацією гумового елемента, приміщенням у кільцеву проточку й ін.

Головною істотною конструктивною особливістю всіх приведених клапанів є те, що посадка їх тарілки відбувається плоским нижнім торцем на несучу плоску опору в прохідному перетині сідла. При цьому між сполученими конічними поверхнями тарілки і сідла забезпечується конструктивний радіальний зазор, що становить звичайно 0,025.0,070 мм. Таким чином, навантаження від перепаду тиску сприймається тарілкою і передається на плоску опору сідла, а сполучені конічні поверхні тарілки і сідла виконують роль запірно-направляючого пристрою. Знаходять ще деяке застосування в промисловості клапани, у яких поверхнями є сполучені конічні поверхні тарілки і сідла. Однак це клапани застарілої конструкції, що помітно уступають клапанам з несучою хрестовиною по показниках надійності.

Незважаючи на різноманіття виконання, теорія дії самодіючого тарілчастого клапана в сутності своєї залишається прийнятної для більшості існуючих конструкцій. Тут важливим є експериментальне визначення тих чи інших коефіцієнтів, що враховують особливості кожної конкретної конструкції.

До числа найбільш ранніх робіт закордонних вчених в області дослідження клапанів варто віднести роботи Баха, Вестфаля, Берга, Клейна, Краусса, Шренка і. ін.

Бах один з перших експериментально визначив коефіцієнт опору клапана, а Вестфаль уперше при складанні рівняння руху клапана вносить відоме виправлення на витрату рідини, залежна від швидкості руху клапана. Фундаментальними є дослідження Г. Берга, що розробив теорію, так називаного, "безмасового" клапана й одержав вирази для визначення максимальної висоти підйому, висоти зависання і швидкості посадки клапана. Власне кажучи ця теорія і в даний час лежить в основі багатьох досліджень.

Досить повний огляд і критичний аналіз першоджерел по теорії руху клапана, статичним і динамічним дослідженням, присвячених, головним чином, пошуку критеріїв ненаголошеної посадки, можна зустріти в дисертаційних роботах В.И. Зайцева [373, Е.В. Виноградова [193, В.А. Кресина [513 і інших дослідників. Тому розглянемо лише ті роботи, що за своїм характером і змісту найбільш близькі поставленим у даній роботі задачам.

З метою підвищення ресурсу насоса триплекс треба використовувати емальовані чи керамічні циліндрові втулки, а також клапани з гідравлічною подушкою, виготовлені з кераміки чи металокераміки, робота над якими проводиться в ІФНТУНГ. Нами запропоновано клапан на гідравлічній подушці, контактуючі запірні деталі якого виготовлені з кераміки.

Рисунок 3.1 - Клапан насоса PZ-11 фірми Gardner-Denver: 1 - клапан у зборі; 2 - тарілка клапани в зборі; 3 - кільце пружинне; 4 - шайби стопорні; 5 - ущільнення; 6 - тарілка клапана.

3

а)

Рисунок 3.2 - Клапанна група бурового трипоршневого насоса FA-1600 фірми Continental Emsco:

1   тарілка клапана в зборі;

2   сідло з несучою хрестоподібною опорою;

3   клапан у зборі.

Відомий клапан насоса авторське свідоцтво № 541044, який використовується переважно в гідравлічних машинах об’ємного витісненні з самодіючими клапанними розподілюючими засобами.

Він складається з запірного елемента і сідла з кільцевими посадочними поверхнями на торцях, що мають два кільцеві виступи, один з яких прилягає до зовнішнього, а другий до внутрішнього діаметру кільцевих посадочних поверхонь для утворення з ними демпферної камери, що забезпечуватиме м’яку посадку запірного елемента на сідло.

Такий клапан забезпечує ефективне демпфування посадки запірного елемента на сідло при визначеному значенню об’єму цієї камери, що розраховується в залежності від зміни параметрів насоса і в’язкості перекачуваної рідини. Так із попаданням на робочу поверхню клапана абразивних частинок з великою в’язкістю відбувається її гідро абразивне спрацювання, що призводить до поступового заглиблення посадки запірного елемента, з-за чого стає поганим характер його посадки і порушується герметичність прилягання посадочних поверхонь.

Задачею винаходу - є підвищення стійкості посадочних поверхонь клапана до гідро абразивного спрацювання за допомогою використання нових матеріалів та вдосконалення запірної гідравлічної камери.

Поставлена задача вирішується за рахунок введення в конструкцію клапана елементів з кераміки (наприклад: карбід титану) для покращення демпфування в тарелі утворений буртик, та посадочна поверхня зроблена під кутом  до посадочної поверхні сідла, а також застосовується прокладка з поліуретану.

На рисунку 3.3 показаний клапан в розрізі.

Клапан містить запірний елемент 1 та сідло 2. До них відповідно приєднані керамічні вставки 4,6. В найбільш небезпечному місці посадки і спрацювання сідла поставлена поліуретанова прокладка 3.

Для зменшення завихрення в демпферній камері 7 утворений буртик 5.

Рисунок 3.3 - Клапан на гідравлічній подушці

Це підвищує надійність та довговічність клапанного вузла і бурового насоса в цілому.

Складання сідла і металокерамічної вставки проходить так: сідло нагрівають до температури 400-500⁰ і тоді в нього вставляють вставку, яку згодом закатують роликом, цьому дозволить властивість металокераміки добре працювати на стиск. При виборі кераміки можна використати карбід титану чи оксид алюмінію, в яких невисока пористість, високі модуль Юнга та густина.

Рисунок 3.4 - Розгорнутий вид клапана на гідравлічній подушці з виділенням керамічних елементів.

4. Розрахункова частина

4.1 Визначення зусиль, діючих в елементах кривошипно-шатунного механізму насоса

Зусилля діючі в елементах кривошипно-шатунних механізмів, виникають від сил тиску рідини, сил тертя і сил інерції мас, що обертаються, і мас, які здійснюють зворотно-поступальний рух. Сили інерції враховувати не будемо, внаслідок їх незначної дії в порівнянні з зусиллями від сил тиску рідини. На рисунку 4.1 дана схема зусиль, діючих на кривошипно-шатунний механізм.

Рпл - сила тиску рідини на поршень, МПа; Р₁ - зусилля вздовж поршня, кН; Р₂ - зусилля на пальці крейцкопфа, кН; S - складова частина зусилля, що діє вздовж осі шатуна, кН; N - нормальна складова зусилля Р₂, кН; Т - тангенціальне зусилля, кН

Рисунок 4.1 - Схема визначення зусиль, що діють в елементах кривошипно - шатунного механізму насоса

Сили тертя, які виникають в механізмі, враховуються коефіцієнтом корисної дії, значення яких приведені вище. Для зручності подальшого розрахунку корінного валу і підшипників зусилля S, діюче на ексцентрику, розкладаємо на горизонтальну і вертикальну складові.

Визначаємо всі перелічені зусилля.

Сила тиску на поршень рівна

Р_пл = Р´F_п =  (4.1)

де D_п - діаметр поршня, мм; Р - робочий тиск, який створює насос, МПа; Для D¢_п=140 мм і Р¢=32 МПа=320 кгс/см^2. З формули (3.18) отримаємо:

Р¢_п=320´=49235,2 кгс=492352Н;

Для D²_п=180 мм і Р²=190 кгс/см² =19 МПа;

Р¢_пл=190´=48324,6 кгс=483246Н.

За розрахунком приймаємо максимальне зусилля, яке виникає в насосі: Р_пл=492352Н.

З урахуванням к. к. д. групи поршень-втулка, зусилля вздовж плунжера складе:

Р₁= Н. (4.2)

Зусилля на пальці крейцкопфа з урахуванням к. к. д. h₂=0,96, буде:

Р₂=Н; (4.3)

Визначення зусиль S, N, T проводимо графічним способом.

Складову сили Р₂ по шатуну визначаємо із співвідношення:

 (4.4)

Її максимальне значення рівне:

 (4.5)

де bmax - максимальне значення кута, який складений віссю шатуна з віссю насоса, визначимо цю величину з формули (4.6):

 (4.6),  (4.7)

В нашому випадку:

;

Тоді, з формули 3.24 ,

bmax=0.142, cosbmax=0.99

Отже, при тиску Р=32 МПа максимальне зусилля S, яке діє на ексцентрику буде рівне згідно формули (4.5)

=H.

4.2 Розрахунок елементів гідравлічної частини насоса

Розрахунок елементів гідравлічної частини насоса на міцність проводимо для режиму максимального тиску 32 МПа.

Визначення висоти підйому клапана, швидкості посадки його і швидкості рідини в клапанній щілині проводимо для режиму максимальної подачі при частоті ходів n=125 хв^-1 при роботі з плунжером D_п=140 мм.

.2.1 Основним відношенням для розрахунку клапана є залежність між частотою ходів і висотою підйому клапана, звідси визначається границя появи стуку від n до n_max. В нашому випадку n=125 хв^-1. Максимальна висота підйому клапана визначається по формулі (4.8):

h_max= (4.8)

де - площа поршня, м²;- радіус кривошипа, м;

Н_кл - висота підйому клапана, м;_кл - діаметр клапана, м;

w - кутова швидкість кривошипа, с^-1;

m - коефіцієнт розходу;

a - кут нахилу, який утворює конічну частину складає a=30^° (cosa=0.866).

За формулою (4.9) визначимо площу поперечного перерізу поршня:

== 0,0154 м²; (4.9)

де D_п - діаметр поршня, м;

З формули (4.10) визначимо радіус кривошипа:

== 0,1 м. (4.10)

Визначимо кутову швидкість кривошипа:

= 13,1 с^-1 (4.11)

де n - частота подвійних ходів поршня

Умовно приймаємо m=1

Отже

;

Звідси отримаємо співвідношення:

Н_кл=.

Відкритий клапан знаходиться в рівновазі в потоці рідини, яка протікає через нього під дією різниці тисків під клапаном і над ним, урівноважуючи його сумарним гідравлічним навантаженням.

Н_кл= (4.12)

де Р_пр - навантаження пружини при відкритому клапані, кгс;

Р_пр =Z´у

де Z - жорсткість пружини, см;_кл - вага клапана в зборі з пружиною, кгс;

g - питома вага рідини;

_кл=2´2,31+0,8=5,42 кгс = 54,2 Н;

Площина січення прохідного отвору сідла клапана буде рівна:

_c== 0,00950 м² (4.13)

Сумарне гідростатичне навантаження на клапан Н_кл, явл яє собою опір клапана. Приведене відношення дозволяє визначити необхідне зусилля пружини.

Розв’язуючи рівняння відносно Р_пр отримаємо:

Р_рп=Н_кл ´ g ´ f_{c -} G_кл; (4.14)

де g - питома вага рідини. Для води g=1700 кг/м³.

Отже, отримаємо:

Р_пр=;

З іншої сторони маємо наступні відношення для вибору розмірів пружини

Р_пр=; (4.15)

де G - модуль пружності при зсуві, G = 8´10¹⁰ Мпа;- діаметр проволоки пружини, м, d = 0,008 м;_ср - середній діаметр витка пружини, м; D_ср=0,10;

і - число робочих витків пружини, і = 8;

у - деформація пружини при відкритім.

у=h₁+h_max; (4.16)

де h_max - деформація пружини при максимальній висоті підйому клапана, h₁ - попередня деформація пружини, м, h₁=31,7 мм = 0,0317 м

Тоді:

Р_пр== 512× (0,0317+h_max)

Задаючись різними значеннями h_max шляхом підбору визначимо її дійсну величину:

_max » 18,3 мм = 0,0183 м.

Максимальна висота підйому клапана:

_max = 18,3 мм і N´h_max = 125´18,3=2287,5

Повна деформація пружини при відкритому клапані складає:

у=0.0317+0,0183=0,05 м;

Р_пр=512´0,05=256 Н - зусилля пружини при відкритому клапані.

Зусилля пружини при закритому клапані:

Р_пр=512´0,0317=162 Н.

Напруження в поперечному січенні витка при відкритому клапані складає:

t=; (4.17), t= = 275 МПа.

Матеріал пружини сталь 60 С2 по ГОСТ 2052-74.

Механічні властивості s_т = 120 МПа; s_в= 130 МПа.

Рекомендовані допустимі напруження [t]=500¸700 МПа.

Сумарне гідростатичне навантаження на клапан згідно (4.14)

Н_кл = 6,65 м.

Швидкість посадки клапана рівна:

V_кл = h_max ´ w = 18.3´13,1=239,7 мм/с=0,2397 м/с; (4.18)

Критична швидкість, при якій може появитися стук клапанів, складає

_кл = 200¸350 мм/с.

При замірах фактичних швидкостей посадки клапанів насосів стук клапанів появляється при V_кр = 290 мм/с

Швидкість рідини в клапанній щілині визначимо за формулою (4.19):

_р = j´ (4.19)

де j - коефіцієнт швидкості, рівний 0,6¸0,8.

Приймаємо j=0,8 і отримаємо:

_р = 0,8´= 8,250 м/с.

Визначимо швидкість рідини в найменшому січенні сідла з урахуванням його стиснення потоками клапана:

_с =  (4.20)

де f¢_c - потік клапана;

¢_c = f_c - 4f = 0,00502 - 0,0009 = 0,00412 м²;_с = = 4,9 м/с;

Швидкість потоку в сідлі клапана переважно 3¸4 м/с

4.3 Розрахунок елементів клапана на міцність

Горизонтальна посадочна поверхня тарілки клапана розрах овується на зминання

s_зм =; (4.21)

де Q - зусилля, яке діє на таріль, кгс; F_зм - площа зминання, см²

= P_p ´; (4.22)

де d_т - діаметр тарілки, см; Р_р - робочий тиск, кгс/см²;

= 320 ´=71152,1 кгс = 711521 Н;_зм = ´ () +3в´n; (4.23)

де D_н і D_вн - зовнішній і внутрішній діаметри сідла, см

_зм = ´ () +3´16,83´3=158,66 см²=0,01587 м²;

Отже, напруження зминання буде рівним:

s_зм ==448,5 кгс/см²=44,85 МПа;

Граничні допустиме напруження зминання:

;  кгс/см² = 300МПа. (4.24)

де s_т - напруження текучості (границя текучості), кгс/см²

n_т - коефіцієнт запасу міцності, n_т = 2;

Зовнішню поверхню сідла клапана провіряємо на зминання згідно (4.25). Найбільш діюче на сідло зусилля складає

= = 737 кН; (4.25)

Бокова поверхня сідла буде рівна

_зм = 0,7´p´D_ср´n = 0,7´p´14,7´3=96,93 см² = 0,009693 м²;

Напруження зминання буде рівний:

s_зм ==760,3 кгс/см² = 76,3 МПа;

Матеріал сідла клапана сталь 40ХНМ.

5. Монтаж та раціональна експлуатація обладнання циркуляційної системи

5.1 Монтаж бурових насосів

У всих випадках насоси встановлюють на балки основи насосного блоку або фундаментні балки і патрубками всмоктуючого і жорсткого нагнітального маніфольда з’єднують з приймальною і нагнітальною коробкою.

При збиранні необхідно витримати соосність шкивів привідних насосів і станції.

Щоб полегшити монтаж і вивірку насосів, необхідн о балки під привідну станцію закладувати точно дотримуючись координати, які задані в технічній документації.

Насоси в бурових установках встановлюють на нульову відмітку і вивіряють по рівню в двох напрямках.

Далі нагнітальні корбки бурових насосів з’єднують і надійно кріплять з фланцями патрубків маніфольда, встановлюють привідну станцію насоса, надівають паси і вивіряють положення привідної станції по шківу насоса.

Після цього приймальні коробки насосів з’єднують патрубками з всмоктуючим трубопроводом, які ведуть до місткостей, рівень бурового розчину в них повинен бути више вісі циліндрів насоса, щоб насоси працювали під залив. В іншому випадку у насоса понизяться коефіцієнт наповнення і подача.

По завершенню монтажу на насосах встановлюють консольний поворотний кран для заміни клапанів і циліндрових втулок.

5.2 Монтаж нагнітального маніфольду

Нагнітальний маніфольд призначений для транспортування промивного розчину від бурових насосів до фланця вертлюга в буровій вишці і до допоміжного трубопроводу, який зв’язує пристрої системи приготування і очищення розчину.

В маніфольд входять секції трубопроводу, зворотні і запобіжні клапани, засувки, вузли керування засувками, а також гнучкий броньований шланг, який з’єднує фланець стояка з фланцем вертлюга.

Маніфольд складається з горизонтальної і вертикальної часини. На буровій установці горизонтальну частину маніфольду монтують на спеціальному фундаменті. Вертикальну частину маніфольду монтують на стойках вишках.

Монтаж маніфольду зводиться до встановлення секцій трубопроводу, встановлення різних засувок, запобіжних клапанів, вивірки і з’єднанню і кріпленню їх між собою і з’єднанню підєднуючих фланців маніфольду до нагнітаючих коробок бурових насосів.

Секції трубопроводу і різні вузли, які входять в комплект маніфольду перед монтажом повинні бути перевірені і продуті, щоб в них не були закупорені прохідні перерізи.

Всі секції маніфольду встановлюють на кронштейни або бетонні тумби і з’єднують з відповідними деталями і вузлами, далі встановлюють і під’єднують патрубки відводів до нагнітальних коробок насосів.

Кріплення елементів маніфольду починають з кріплення відводу до нагнітальних коробок насосів і поступово доходять до кріплення насосного блоку до вишки. При цьому необхідно, щоб горизонтальна частина нагнітального трубопроводу мала нахил в напрямку встановлених насосів.

Первинний монтаж стояка рекомендується проводити після піднімання вишки, всі підготовчі і зварювальні роботи повинні бути виконанні у відповідності з керівництвом по монтажу і експлуатації маніфольду. Обладнання, яке монтується на висоті, і стояк з відводом повинні мати додаткове кріплення до елементів металоконструкції вишки, що передбачає його падіння.

При пересуванні бурової на нову точку маніфольд роз’єднують на стики блоків, а також від’єднують його вертикальну частину від горизонтальної.

Трубопроводи високого тиску і викидної монтують одночасно. Викидний трубопровід повинен бути прямим з нахилом в сторону місткостей, з якими його з’єднують після з’єднання з пусковими засувками і після монтажу системи очистки промивного розчину.

По закінченню монтажу маніфольд в зібраному вигляді повинен бути підвержений гідравлічному випробовуванню пробним тиском.

Нагнітальний трубопровід під пробним тиском витримують на протязі 10 хв, далі знижують тиск до робочого.

Монтаж, випробовування, підготовку до експлуатації і в подальшому експлуатацію необхідно виконувати, суворо дотримуватись рекомендацій, викладених в керівництві по експлуатації, розроблених заводом виробником маніфольда і Держтехнагляду.

5.3 Експлуатаця бурових насосів

Тиск, що розвиває насос, повинен відповідати характеристиці насоса. Дозволяється лише короткочасне підвищення нормальних тисків не більше ніж на 10%. Стрілка манометра під час роботи повинна трохи вібрувати. При нерухомій стрілці манометра робота насоса заборонена. Стук клапанів, поршней і циліндрових втулок неприпустимий.

Велику увагу слід приділяти кріпленню гідравлічних коробок до станини: послаблення кріплення неприпустимо. Клинопасова передача приводу насосу повинна бути вивірена по вісям руч’їв, її перекос і провисання пасів неприпустимі. Необхідно систематично підтягувати кріплення циліндрових втулок і слідкувати за постійною обмивкою штоків водою або маслом.

При заміні циліндрових втулок, якщо їх діаметр змінюється, слід встановити відповідну запобіжну діафрагму.

Щоб виключити промив гідрокоробки, необхідно сідло клапана щільно посадити в гніздо, що і роблять слідуючим чином. На конічній поверхні розточки гнізда в гідрокоробці, а також на поверхні сідла клапана не повинно бути руйнувань. Перед посадкою ці поверхні треба добре протерти. В проточку сідла клапана вставляють гумове ущільнююче кільце з діаметром менше внутрішнього діаметра проточки. Сідло клапана з гумовим ущільнюючим кільцем поступово, без ударів і штовхань опускають в конічну розточку.

На встановлене сідло клапана ставлять спеціальний розпірний стакан і загвинчують кришку клапанної коробки плечем довжиною 2-3 м зі значним зусиллям вручну. Кришка, впираючись в стакан, запресовують сідло клапана. Після запресування кришку відгвинчують, забирають стакан, встановлюють клапана, і так далі.

Таке запресування клапана найбільш надійне і ефективне в порівнянні з іншими способами.

Необхідно слідкувати за посадкою клинопасового шківа на вал і по мірі необхідності підтягувати кріплення.

Періоди зміни долота слід використовувати для огляду насоса, особливо його клапанів і поршней, усунення неполадок і заміни зношених деталей. Перші два-три тижні для кращого припрацювання підшипників кочення, зубчатого зачеплення і інших робочих вузлів насос треба навантажувати не більше ніж на 50-60% номінальної потужності.

Прикатка зубчатого зачеплення виконана односторонньо і відповідає обертанню, вказаному стрілкою на станині. При необхідності зміни напрямку обертання слід провести обкатку зубчастого зачеплення без навантаження насоса до отримання плями дотику зубів не менше 60% по висоті і 50% по довжині, а також усунути можливе нагрівання напрямних крейцкрифів шляхом припрацювання їх під час обкатування насоса.

Нагрівання підшипників кочення пальця крейцкопфа і напрямних допускається до 70°С. При нагріванні цих вузлів вище 70°С насос слід зупинити і з’ясувати причину нагрівання.

Зазор між втулкою і пальцем крейцкопфа при зношенні бронзової втулки допустимий не більший 0,3-0,4 мм. Працювати при великому зазорі забороняється.

Заливання в ванну масла з пониженою в’язкістю може призвести до задирів зубів шестеренчастої пари. Підшипники кочення змащують в відповідності з картою змащування.

Забороняється робота насоса при наявності стуку в підшипниках, при послабленні і затяжки шпильок середньої кришки насоса.

5.4 Догляд і змащування бурового насоса

Необхідно встановити манометр на вихідному трубопроводі, так щоб покази його було добре видно при обслуговуючому персоналу. При цьому шкала повинна знаходитись у вертикальній площині. Вибирати манометр необхідно такий, щоб при найбільшому тиску стрілка його знаходилась у середній частині шкали.

Запускати насос тільки по узгодженню і після закриття усіх щитків, кожухів і загороджень коло рухомих частин насосу.

Система змащування насоса є комбінованою. Змащування зубчастої пари і підшипників великих головок шатунів зійснюється рідким маслом, шляхом занурення зубів колеса і підшипників в масляну ванну.

6. Техніка безпеки при експлуатації бурових насосів

6.1 Забезпечення нормальних умов праці

Для забезпечення нормальних умов праці на буровій передбачені слідуючі побутові приміщення.

а) побутові приміщення з кабінетом майстра і кімнатою відпочинку, обладнані обігрівальними приладами і охолоджувальними приладами, умивальником і бачком для питної води;

б) побутовий вагончик з гардеробною, сушилкою для спецодягу і взуття; душовою кабіною;

в) вагон - столова на вісім посадкових місць.

На робочих місцях проводиться природна вентиляція, спеціальних споруд не передбачається. Освітлення робочих місць проводиться при допомозі ламп.

При приготуванні бурового розчину, необхідно користуватись засобами індивідуального захисту для робітників.

На нагнітальних лініях бурових насосів необхідно встановлювати засувки, які виключають вихід рідини з насоса під час його ремонту. Пускові засувки бурових насосів мають дистанційне керування.

Для обслуговування бурового насоса навколо нього повинна бути підлога з жолобом для відводу рідини.

6.2 Забезпечення безпеки праці при експлуатації насосів

Для запобігання травматизму робітники повинні суворо дотримуватись правил по техніці безпеки.

Під час роботи насоса забороняється:

а) проводити ремонт або кріплення будь - яких частин;

б) чистити і змащувати рухомі частини вручну або за допомогою непризначених для цього прилаштувань;

в) знімати огородження або окремі їх частини і проникати за огородження;

г) переходили через привідні паси або під ними;

д) направляти, надівати, складати, натягувати або послабляти пасові передачі.

Висновки

Проведений розрахунок вибору бурового насоса повністю не розкрив сутність розрахунку для даної глибини свердловини. Це пояснюється багатьма факторами - це пояснюється використанням: різного типорозміру бурильної колони, обсадних труб, доліт з гідромоніторною і центральною промивкою, вибійних двигунів при спорудженні свердловини, при таких же глибинах.

Розробка вдосконалення вимагає більш детального його розгляду. Вивчення позитивних і негативних наслідків, які виникають через застосування розробленого вдосконалення, теоретично дає заперечення з боку деяких науковців, але б більш детальні комп’ютерні розрахунки на сучасних ЕОМ і лабораторні дослідження дали б покази з яких і можна було судити про використання чи не використання даного вдосконалення.

Перелік посилань на джерела

1. Денисов П.Г. Сооружение буровых. - М.: Недра, 1989, 397 с.

. Ильский А.Л. и др. Расчет и конструирование бурового оборудования. - М.: Недра, 1985, 320 с.

. Караев М.А. Гидравлика буровых насосов. - М.: Недра, 1983, 285 с.

. Кузнецов В.С. Обслуживание и ремонт бурового оборудования. -

М.: Недра, 1973, 344 с.

. Міронов Ю.В., Романишин Л.І. Практикум з курсу "МАШИHИ І ОБЛАДHАHHЯ ДЛЯ БУРІHHЯ HАФТОВИХ І ГАЗОВИХ СВЕРДЛОВИH" для студентів спеціальності 7.090217 "Обладнання нафтових і газових промислів" (Частина ІІ, 8-ий семестр, практичнi заняття N9-15. - Івано-Франківськ, 2001 р.

. Мкртычан Я.С. Повышение эффективности эксплуатации буровых насосных установок. - М.: Недра, 1984, 245 с.

. Николич А.С. Поршневые буровые насосы. - М.: Недра, 1973, 297 с.