Нефтегазопромыслове оборудование (стр. 6 )

Кривые, относящиеся к отдельным насосным камерам и пока­занные тонкими линиями, смещены по оси абсцисс относительно друг друга на угол, соответствующий углу смещения кривошипов на коренном валу: . Графики для суммарного потока представляются кривыми с разрывами линий ускорения, причем число колебаний равно z или 2z. Характерно, что при нечетном z суммарное ускорение жидкости вдвое меньше, чем для одной ка­меры, и с увеличением числа камер не уменьшается.

Площадь на диаграмме, заключенная под линией мгновенного расхода, соответствует в некотором масштабе объему жидкости, всасываемой или поданной за один цикл действия насоса, а высота прямоугольника, равновеликого указанной площади и имеющего длину 2π, - среднему расходу жидкости в трубопроводе, при указанных условиях равному идеальной подаче .

Отношение двойной амплитуды колебания подачи к среднему ее значению называется степенью неравномерности подачи (табл. 3):

Неравномерность подачи насоса двухстороннего действия за­висит от соотношения площадей поршней F и F - f. На рис. 7.1, в изображены графики мгновенной подачи Q двухпоршневого насоса двухстороннего действия со сменными цилиндровыми втулками двух размеров при постоянном диаметре D штока.

Рис.7.1. Графики изменения:

а, б – расхода и ускорения жидкости в трубопроводах насосов

одностороннего действия; в, г – расхода жидкости в трубопрово - …… дах насосов двустороннего действия

Таблица

	Число камер z
1	2	3	4	5	6	7
0		/2	0,14	0,32	0,06	0,14	0,04
0,225	3,22	1,61	0.30	0,33	0,14	0,15	0,05

График подачи прямодействующего насоса существенно отличается от графиков кривошипных насосов (рис. 7.1, г). Времени t2 движения поршня с постоянной скоростью в одном ряду соответствует пауза продолжительностью tП в другом ряду, а t1 ускорения одного поршня – t3 замедления другого и наоборот. В течение времени t1 = t3 сумма скоростей обоих поршней, определяющая совокупную подачу насоса, близка к постоянной величине.

Незаполнение рабочих камер и перетекания жидкости искажают вид графиков подачи и ускорения как по фазам, так и по амплитудам, вследствие чего теоретические графики могут рассматриваться как предельный случай действительных при .

Колебания скорости потока в трубопроводах и пульсации давления, обусловленные неравномерной подачей, порождают ряд нежелательных явлений в насосных установках. Появляется вибрация в трубопроводах, а колебания напряжений в деталях трубной обвязки приводят к усталостным разрушениям. Пульсации давления могут неблагоприятно отражаться на технологическом процессе. Чтобы максимум переменного давления не превышал допускаемое для данной гидравлической системы (трубы, соединения, уплотнения), в ряде случаев приходится снижать мощность насоса ниже располагаемой. Колебания давления во всасывающем тракте – причина нарушения процесса всасывания, снижения наполнения цилиндров жидкостью или даже полного прекращения (срыва) подачи.

§ 7.3. РАСЧЁТ ПНЕВМОКОМПЕНСАТОРОВ

Пневмокомпенсаторы устанавливают в непосредственной близости к цилиндрам насоса на нагнетательном и всасывающем коллекторе. Воздух или инертный газ, заключённый в пневмокомпенсаторе, разделяет поток жидкости в трубопроводе на два участка. На внутреннем участке, прилегающем к насосу, суммарный расход жидкости изменяется по рассмотренному выше закону. На внешнем участке, расположенном по отношению к насосу за компенсатором, жидкость движется по совсем другому закону, который обусловлен действием перепада давления между концом трубопровода и компенсатором. В результате неравенства в каждый момент времени объёмов жидкости, поступающей в компенсатор и вытекающей из него, объём пневматической подушки в компенсаторе даже при установившемся режиме работы насоса непрерывно изменяется от V min до Vmax. Приэтом происходит периодическое колебание давления газа от pmax до pmin.

Если объём подушки выбран достаточно большим по сравнению с изменением объёма Vиз, то колебание давления по отношению к среднему будет малым, а поток жидкости на внешнем участке под действием практически постоянного перепада давления – равномерным. Исходя из этого условия, необходимые объём и давление газа в компенсаторе определяют в следующем порядке.

1.  По заданному закону изменения подачи , например, представленному на рис. 7.1, в, строят график изменения объёма подушки , а затем находят объём .

2.  Вводят понятие: коэффициент пульсации давления

.

Классический метод расчёта основан на условии, что изменение состояния газа изотермическое, т. е.

,

где - среднегеометрические величины1. Их произведение называется «коэффициентом энергоёмкости» компенсатора:

,

где - начальные параметры состояния газа при наполнении компенсатора. Очевидно,

. (7.1)

Задавшись , из последнего выражения определяют средний объём газовой подушки при рабочем давлении , а затем «коэффициент энергоёмкости» .

3.  По начальному объёму газовой камеры подбирают необходимое число баллонов известной ёмкости.

4.  Если насос работает при изменяющемся давлении, а компенсатор выбран по наибольшему давлению, то при всех меньших давлениях фактическое значение будет ниже расчётного.

5.  При наборе сменных втулок диаметрами от наибольшего D1 до наименьшего Dk (k – число втулок) каждому диаметру соответствует определённое расчётное давление насоса (от наименьшего p1 до наибольшего pk), указанное в технической характеристике насоса. В этом случае компенсатор рассчитывают так, чтобы во время работы насоса при среднем давлении разделительный элемент (например, диафрагма) располагался приблизительно в средней части компенсатора. Определив для наименьшего диаметра втулки и соответствующее значение ,

как в п. 2, далее для втулки диаметром D1 находят и соответствующий коэффициент пульсации .

Начальное давление выбирают из условия:

.

6.  Существует вариант расчёта, основанный на том, что установившийся

процесс изменения состояния газа близок к адиабатическому (показатель политропы ), а переход от начального состояния газа к среднему - изотермический.

Вместо формулы (7.1) можно использовать приближённое выражение

.

Существует и обратная постановка задачи: рассчитать коэффициент пульсации при заданном значении коэффициента энергоёмкости пневмокомпенсатора. Сопоставление результатов расчёта с измерениями колебаний давления в буровых насосах показывает, что амплитуды колебаний в 1,5 – 2 раза больше расчётных. Большее сближение расчётных результатов с практическими достигается использованием опытных кривых мгновенной подачи жидкости вместо теоретических.

Приведенная теория приближённая, поскольку в ней не учтены колебания скоростей жидкости во внешних участках труб. В системе может возникать явление резонанса, при котором размах колебаний давления во много раз превышает расчётный. Общее решение задачи с учётом всех влияющих факторов выходит за пределы настоящего курса.