Нефтепромысловое оборудование

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство энергетики Российской Федерации

УПРАВЛЕНИЕ КАДРОВ И СОЦИАЛЬНОЙ ПОЛИТИКИ

Никишенко С.Л.

Нефтегазопромысловое оборудование

УЧЕБНОЕ ПОСОБИЕ 2-Е ИЗДАНИЕ

Допущено Управлением кадров и социальной политики Минэнерго России в качестве учебного пособия для студентов средних специальных учебных заведений нефтегазового профиля

2005

Предисловие

В данном учебном пособии все разнообразие нефтегазопромыслового оборудования систематизировано по определенному принципу.

В первых трех разделах рассматриваются гидравлические машины и компрессоры: гидравлика насосных и компрессорных установок принцип подбора оборудования, регулирование его работы и эксплуатация.

Большую часть учебного пособия составляет четвертый раздел «Оборудование для эксплуатации скважин», в котором рассмотрено оборудование для фонтанной и газлифтной эксплуатации скважин, где наибольшее внимание уделено установкам для механизированной добычи нефти, а также представлены конструкции установок, описана область их применения, приведены расчеты и подбор как наземного, так и подземного оборудования, монтаж и техническое обслуживание этих установок.

Независимо от способа эксплуатации месторождения на скважинах, в случае необходимости, производят подземный или капитальный ремонт. Для проведения работ, связанных с этими операциями, применяются агрегаты и подъемники, оборудование и инструмент, которые подробно описаны в пятом разделе. Достаточное внимание здесь уделено изучению конструкций различных агрегатов, принципу их работы и рассмотрению кинематических схем. Конечно, по мере развития техники и технологий проведения ремонтов скважин какие-то агрегаты, оборудование и инструменты будут морально и физически устаревать, на смену им будет создаваться более современная техника, но, изучив представленные конструкции, легко можно будет разобраться и в новых.

В шестом разделе учебного пособия приведено оборудование для механизации работ и проведения технологических процессов: рассмотрено наземное оборудование, его внешний вид, конструкция, принцип работы, область применения и в некоторых случаях кинематическая схема.

В учебном пособии не приводятся технические характеристики оборудования, так как это привело бы к резкому увеличению объема пособия.

1. Насосы объемного действия

Насос - это гидравлическая машина, предназначенная для преобразования механической энергии двигателя, приводящего его в действие, в гидравлическую энергию перекачиваемой жидкости.

Основные особенности объемных насосов следующие:

1. Наличие рабочих камер (полостей), периодически сообщающихся с всасывающим и нагнетательным патрубками.

2. Нагнетательный патрубок геометрически изолирован от всасывающего.

3. Подача перекачиваемой жидкости неравномерная.

4. Количество жидкости, подаваемой насосом, не зависит от развиваемого давления.

5. Максимальный развиваемый напор теоретически не ограничен и определяется мощностью двигателя, прочностью деталей насоса и нагнетательного трубопровода.

Объемные насосы применяют для извлечения из скважин нефти, перекачивания нефти по трубопроводам, подачи в скважины различных реагентов. Помимо этого насосы объемного действия применяют при промывке и обработке скважин, гидравлическом разрыве пласта, т.е. тогда, когда необходимо перекачивать сравнительно небольшой объем жидкости, содержащий абразивную взвесь, растворенный газ, химически активные компоненты.

1.1 Классификация поршневых насосов

1. По способу приведения в действие:

1.1. Приводные, в которых поршень приводится в движение шатунно-кривошипным механизмом от отдельно расположенного двигателя, присоединенного к насосу при помощи той или иной передачи;

1.2. Прямого действия, в которых возвратно-поступательное движение поршня насоса обеспечивается от гидравлического (пневматического) цилиндра, представляющих вместе с насосом один агрегат;

1.3. Ручные.

2. По роду органа, вытесняющего жидкость:

2.1. Поршневые (рис. 1.1. а, в, г), имеющие поршень в форме диска;

2.2. Плунжерные (рис. 1.1. б), поршень которых выполнен в виде длинного цилиндра (плунжера);

2.3. Диафрагменные (рис. 1.1. д, е, ж), в которых объем рабочей камеры образован стенками клапанной коробки и перемещающейся диафрагмой. В зависимости от конструкции диафрагма может быть пассивной (рис. 1.1. д, е) или активной (рис. 1.1. ж).

Рис. 1.1. Схемы поршневых насосов

3. По способу действия:

3.1. Одинарного действия (рис. 1.1. а, б);

3.2. Двойного действия (рис. 1.1. в);

3.3. Дифференциальные (рис. 1.1. г).

4. По расположению цилиндра:

4.1. Горизонтальные;

4.2. Вертикальные.

5. По числу цилиндров:

5.1. Одноцилиндровые;

5.2. Двухцилиндровые;

5.3. Трехцилиндровые;

5.4. Многоцилиндровые.

6. По роду перекачиваемой жидкости:

6.1. Обыкновенные;

6.2. Горячие (для перекачки горячих жидкостей);

6.3. Буровые (для перекачки промывочных растворов при бурении скважин и др.);

6.4. Специальные (кислотные и др.).

7. По быстроходности рабочего органа:

7.1. Тихоходные, с числом двойных ходов поршня (плунжера) в минуту 40-80;

7.2. Средней быстроходности, с числом двойных ходов поршня (плунжера) в минуту 80-150;

7.3. Быстроходные, с числом двойных ходов поршня (плунжера) в минуту 150-350.

8. По развиваемому давлению:

8.1. Малого давления Р < 1МПа;

8.2. Среднего давления Р = 1...10МПа;

8.3. Высокого давления Р > 10МПа.

9. По подаче:

9.1. Малые, диаметр поршня D < 50мм;

9.2. Средние, диаметр поршня D - 50...150мм;

9.3. Большие, диаметр поршня D > 150мм.

1.2 Принцип работы поршневого насоса

В поршневом насосе, перекачивающем жидкость, происходит поочередное заполнение жидкостью рабочих камер и ее вытеснение в результате соответственно увеличения или уменьшения их объема.

Поршневые насосы состоят из механической и гидравлической частей.

Гидравлическая часть служит для преобразования механической энергии поршня или плунжера в механическую энергию жидкости.

Механическая часть предназначена для преобразования движения входного звена привода в возвратно-поступательное движение поршня или плунжера.

Простейший поршневой насос (рис. 1.1. а) состоит из цилиндра 4. поршня 5, соединенного при помощи штока 6 с приводной частью насоса 7. всасывающего 2 и нагнетательного 1 клапанов, размешенных в клапанной коробке 3.

Пространство, ограниченное поршнем, стенками цилиндра и клапанной коробкой, называется рабочей камерой насоса. Объем рабочей камеры обусловлен положением поршня: минимальный соответствует левому предельному положению поршня и называется объемом мертвого пространства, максимальный - предельному правому наложению поршня. Разница между максимальным объемом и объемом мертвого пространства называется полезным объемом рабочей камеры.

При движении поршня вправо (ход всасывания) объем рабочей камеры увеличивается, а давление в пен уменьшается. Перекачиваемая жидкость под действием атмосферного давления открывает всасывающий клапан и заполняет рабочую камеру. В это время нагнетательный клапан закрыт. Таким образом, при ходе всасывания рабочая камера связана с всасывающим патрубком и изолирована от нагнетательного патрубка.

При обратном ходе поршня в рабочей камере создастся давление, превышающее давление в нагнетательном патрубке, нагнетательный клапан открывается и жидкость, но объему соответствующая полезному объему рабочей камеры вытесняется. газлифтный скважина нефть компрессор

Во время нагнетательного хода рабочая камера насоса связана с нагнетательным патрубком (клапан I открыт) и изолирована от всасывающего (клапан 2 закрыт)

Одним из конструктивных вариантов насоса одинарного действия является Плунжерный, или скальчатый. насос (рис. 1.1.6). При перемещении плунжера 8 в цилиндре 4 изменяется объем рабочей камеры, в результате чего происходит всасывание в рабочую камеру или вытеснение из нее жидкости через клапаны 2 и 1, как у насоса одинарного действия

Насосы двойного действия (рис. 1.1. в) позволяют увеличить равномерность подачи без существенною усложнения конструкции. Насос имеет две рабочие камеры - слева и справа от поршня 5, две клапанные коробки 3, каждая из которых имеет всасывающие 1 и нагнетательные 2 клапаны. Всасывающий и напорный патрубки общие для двух камер

При движении поршня влево жидкость из всасывающего патрубка поступает в правую полость, а жидкость, находящаяся в левой полости, вытекает в нагнетательный патрубок. При движении поршня вправо всасывание происходит в левой полости, а нагнетание - из правой, т. е. каждая камера работает как насос простого действия.

Дифференциальный насос (рис. 1.1. г) имеет также две камеры. Левая камера имеет всасывающий 2 и нагнетательный 1 клапаны, правая вспомогательная камера клапанов не имеет. При движении поршня 5 вправо в левой камере происходит всасывание - жидкость через всасывающий клапан 2 поступает из всасывающего патрубка в левую рабочую камеру. Нагнетательный клапан 1 при этом закрыт, а жидкость, вытесняемая из правой вспомогательной рабочей камеры, поступает в нагнетательный патрубок. При ходе поршня влево жидкость вытесняется через нагнетательный клапан 1 во вспомогательную камеру 9, объем которой увеличивается, а оставшаяся часть жидкости идет в нагнетательный патрубок. Таким образом, независимо от направления движения поршня происходит подача жидкости.

Диафрагменные насосы (рис. 1.1. д, е, ж) отличаются от рассматриваемых конструкций наличием диафрагмы 10, образующей вместе с корпусом и клапанами рабочую камеру насоса.

Работа диафрагменного насоса (рис. 1.1. д, е) аналогична работе насоса одинарного действия: при движении плунжера 8 вправо происходит изменение объема рабочей камеры, диафрагма прогибается, перекачиваемая жидкость поступает через всасывающий клапан в рабочую камеру. При движении плунжера влево объем рабочей камеры уменьшается и перекачиваемая жидкость через напорный клапан вытесняется в нагнетательный патрубок.

В зависимости от конструкции насоса различаются «пассивные» и «активные» диафрагмы. В первом случае (рис. 1.1. д, е) диафрагма предназначена только для разделения перекачиваемой жидкости и жидкости, передающей энергию от плунжера. При этом перепад давлений на диафрагме минимальный и обусловлен потерями энергии на ее деформацию. Во втором случае (рис. 1.1. ж) диафрагма передает усилие от штока 6 на жидкость и находится под давлением, развиваемым насосом. Малая прочность диафрагм и их низкая усталостная прочность обусловливают применение «пассивных» диафрагм в насосах, работающих при высоких давлениях и малом числе качаний, и «активных» диафрагм в насосах, обеспечивающих низкие давления при большом числе качаний (топливные системы ДВС).

1.3 Закон движения поршня насоса

Закон движения поршня насоса обусловлен кинематикой кривошипно-шатунного механизма (рис. 1.2. а)

Рис. 1.2. Кривошипно-шатунный механизм

Вал кривошипа приводится во вращение двигателем с постоянной угловой скоростью щ.

При повороте кривошипа на угол а поршень переместится от крайнего левого положения В на величину х = ОВ?-ОВ, где ОВ = l + г; ОВ = ВС + СО

Из прямоугольных треугольников АВС и АСО следует, что
ВС = АВcosв; СО = AOcosб , откуда:

х = I + r - lcosв - cosб = l(1- cosв) + r (1 - cosб)(1.0)

Из треугольника AВО при максимальном значении угла в,

В кривошипно-шатунных механизмах отношение r/l = 0,2,

тогда

Так как cosв = 1, то первое слагаемое уравнения (1.0) близко к нулю. Пренебрегая им, получим:

х - r(1 - cosa).

Но, так как а = щ t, тогда

х -- r(1 - cos щ t).

Линейная скорость поршня равна первой производной от пути х по времени t:

(1.1)

Угол поворота а выражен в радианах. Взяв первую производную от него, получим угловую скорость:

(1.2)

В результате

u = r щ sin а.

Ускорение поршня равно первой производной от скорости по времени

(1.3)

Из полученных равенств следует, что скорость движения поршня изменяется по синусоидальному закону, а ускорение - по косинусоидальному.

При движении поршня (рис. 1.2. б) от левого крайнего положения В' скорость его увеличивается и достигает максимума при вертикальном положении кривошипа (угол б = р/2; u_max = rщ). При дальнейшем перемещении поршня к правому крайнему положению скорость его убывает и равна нулю при б = р. При повороте кривошипа на угол р описанный процесс возрастания и убывания скорости по абсолютной величине повторяется, но направление скорости при этом противоположное.

Закон изменения ускорения (рис. 1.2. в) поршня характеризуется косинусоидальной зависимостью, т. е. максимальное ускорение соответствует углу поворота кривошипа при увеличении б оно убывает и в момент достижения поршнем максимальной скорости становится равным нулю. При дальнейшем повороте кривошипа скорость движения поршня уменьшается, ускорение становится отрицательным и достигает своего минимального значения при остановке поршня в крайнем правом положении, после чего поршень начинает разгоняться и весь процесс повторяется.

1.4 Средняя подача поршневых насосов всех типов

Подачей насоса называется количество жидкости, нагнетаемое насосом за единицу времени.

Средняя теоретическая подача поршневого насоса определяется суммой объемов описываемых поршнями в единицу времени.

Примем следующие обозначения:

F - площадь сечения поршня или плунжера в м²;

S - длина хода поршня в м;

n - число двойных ходов поршня в минуту;

V - объем, описанный поршнем за один ход в м³;

Q - теоретическая подача насоса в м?/с\

Подача насоса простого действия.

При ходе всасывания в цилиндре освобождается объем

Этот объем заполняется всасываемой жидкостью. При ходе нагнетания этот же объем жидкости нагнетается в напорный трубопровод, следовательно V- теоретическая подача насоса за один двойной ход поршня.

Теоретическая подача насоса в 1 секунду:

м³/с (1.4)

Подача насоса двойного действия. При ходе поршня вправо (см. рис. 1.1. в) в левую камеру поступает объем жидкости, равный F * S, а при обратном в правую камеру поступает объем (F -f) * S, где / - площадь сечения штока, уменьшающая полезный объем цилиндра.

Тогда при одном двойном ходе теоретический объем жидкости, поступающей в насос и нагнетаемый им, составит:

F*S + (F - f)*S = F*S + F*S - f*S = (2*F - f)*S.

При этом теоретическая подача насоса двойного действия:

м³/с(1.5)

Подача трехпоршневого насоса простого действия. Подача такого насоса, состоящего из трех насосов простого действия, равна:

м³/с(1.6)

1.5 Коэффициент подачи поршневых насосов, факторы на него влияющие

Действительная подача насоса Q_д всегда меньше теоретической Q_m. Это обусловлено:

а) утечками жидкости через уплотнения штока или поршня в атмосферу;

б) перетоком жидкости через уплотнения поршня внутри цилиндра;

в) утечками жидкости в клапанах вследствие их негерметичности и запаздывания закрывания;

г) подсосом воздуха через уплотнения сальника;

д) дегазацией жидкости в цилиндре насоса вследствие снижения давления в рабочей камере;

е) отставанием жидкости от движущегося поршня.

Утечки, перечисленные в пп. а), б) и в), учитываются коэффициентом утечек з_у , явления, перечисленные в пп. г) д) и е), - коэффициентом наполнения з_н

Произведение коэффициентов утечек и наполнения называется коэффициентом подачи, который характеризует отношение действительной подачи насоса к теоретической:

(1.7)

Коэффициент подачи зависит от качества уплотнений, степени их изношенности, свойств перекачиваемой жидкости и режима работы насоса. В реальных условиях коэффициент подачи колеблется от 0,85 до 0,98.

1.6 Графики подачи поршневых насосов

Насос одинарного действия. В правильно работающем насосе жидкость непрерывно следует за поршнем. Объем жидкости, подаваемой в каждый данный момент Q , равен мгновенной скорости поршня, умноженной на его площадь. Последняя - величина постоянная, следовательно, подача жидкости насосом изменяется так же, как изменяется скорость поршня.

Зная закон изменения скорости движения поршня с кривошипным приводом, получим выражение для определения мгновенного объема подаваемой жидкости:

Q_мг = F*u = Fr*щ*sinб

Так как правая часть полученного выражения отличается от скорости и только постоянным множителем F, то изменение подачи насоса в течение хода поршня может быть графически изображено также синусоидой (рис. 1.3. а), причем ординаты ее будут изображать мгновенные подачи жидкости.

Насос двойного действия. За один оборот кривошипа насоса жидкость вытесняется в напорный трубопровод дважды. Если не учитывать объема штока в одной из полостей насоса, то график подачи жидкости будет образован двумя положительными частями двух синусоид (рис. 1.3. б).

Двухцилиндровый насос двойного действия. Кривошипы двухцилиндровых насосов двойного действия смещены на 90° по отношению друг к другу. График подачи насосом жидкости будет образован четырьмя синусоидами (рис. 1.3. в). Характерно, что нулевых значений подачи насоса за полный оборот вала насоса при этом нет, т.е. жидкость поступает в нагнетательный трубопровод непрерывно.

Трехцилиндровый насос одинарного действия. Кривошипы насоса расположены под углом 120° один по отношению к другому, поэтому суммарная подача всех трех цилиндров будет характеризоваться графиком, полученным в результате сложения трех синусоид, сдвинутых на 120° по отношению друг к другу.

Рис. 1.3. Подача жидкости поршневыми насосами

Важнейший показатель, характеризующий насос объемного действия, - степень неравномерности его подачи, отражающая отношение максимальной подачи к средней за один оборот кривошипа. Степень неравномерности m может быть определена как отношение максимальной ординаты графика Q_max высоте прямоугольника, равновеликого по площади к этим графикам (см. рис. 1.3).

Для одноцилиндрового насоса одинарного действия:

т.е. максимальная подача превышает среднюю в 3,14 раза.

Неравномерная подача жидкости приводит к пульсации ее потока во всасывающем и нагнетательном трубопроводах, увеличивая нагрузку на привод насоса.

Неравномерность подачи насосов двойного действия и с большим числом цилиндров определяется аналогичным образом. Коэффициент неравномерности подачи жидкости для некоторых насосов имеет следующие значения:

- одноцилиндровый насос одинарного действия - 3,14;

- одноцилиндровый насос двойного действия - 1,57;

- двухцилиндровый насос двойного действия - 1,1;

- трехцилиндровый насос одинарного действия - 1,047;

- пятицилиндровый насос одинарного действия - 1,021.

Поршневые насосы с нечетным количеством цилиндров более совершенны, так как обеспечивают более равномерную подачу жидкости. Увеличение числа цилиндров больше трех нерационально, поскольку достигаемый эффект незначителен, а конструкция насоса резко усложняется.

1.7 Воздушные колпаки

Для уменьшения колебания давления, обусловленного неравномерностью подачи насоса, применяют воздушные колпаки, устанавливая их на всасывающем и нагнетательном трубопроводах. Принцип действия воздушных колпаков заключается в их заполнении перекачиваемой жидкостью при увеличении мгновенной подачи выше средней и в опорожнении при уменьшении ее ниже средней. В результате в. напорном и всасывающем трубопроводах поддерживается постоянной скорость движения жидкости и влияние сил инерции ее движения сводится к минимуму. Установка воздушных колпаков позволяет резко улучшить параметры насосов, повысить их подачу и надежность. Эффект от применения воздушных колпаков тем выше, чем больше неравномерность подачи насоса - в особенности у одноцилиндровых насосов одинарного и двойного действия.

Воздушный колпак (рис. 1.4.) представляет собой цилиндрический сосуд, частично наполненный газом.

При увеличении давления в трубопроводе жидкость, наполняя колпак, сжимает газ, а при уменьшении давления - вытесняется из него сжатым газом.

Рассмотрим работу колпака достаточно большого объема, установленного на нагнетательном трубопроводе одноцилиндрового насоса двойного действия.

В статическом состоянии при неподвижной жидкости в трубопроводе газ, заполняющий верхнюю часть колпака, находится под тем же давлением, что и жидкость.

Рис. 1.4. Схема работы воздушного колпака: фазы работы воздушного колпака.

В начале вытеснения поршнем жидкости из цилиндра (рис. 1.4.. фаза 1) расход ее минимален, и пока он не достигнет среднего, объем жидкости, поступающей в напорный трубопровод, будет

где Q_H - мгновенная подача насоса; QK- расход жидкости из колпака.

По мере увеличения мгновенной подачи насоса расход жидкости из колпака будет уменьшаться, а при Q_H=Q_cp будет равен нулю. При увеличении мгновенной подачи насоса выше средней (фаза 2) колпак начнет наполняться и расход жидкости в напорном трубопроводе будет равен

Q_cp = Q_Н - Q_K.

При уменьшении мгновенной подачи насоса ниже средней (фаза 3) колпак начнет опорожняться, при этом

Q_cp = Q_Н + Q_K.

Таким образом, объем воздуха в компенсаторе все время будет изменяться от минимального V_min до максимального V_max, и в процессе работы колпак будет аккумулировать объем жидкости, равный

Изменению объема воздуха будет соответствовать увеличение или уменьшение давления.

1.8 Работа насоса и индикаторная диаграмма

Работа насоса, совершаемая за один оборот кривошипа, определяется по формуле:

А = FSH_nсg, (1.8)

где H_n - высота подъема жидкости.

При ходе всасывания в нормально работающем насосе (рис. 1.5.) жидкость следует за поршнем без отрыва. На жидкость во всасывающем трубопроводе должно действовать давление, преодолевающее:

- давление, обусловленное гидравлической высотой всасывания h, на которую необходимо поднять жидкость, равное сgh_s;

-давление, обусловленное гидравлическим сопротивлением всасывающего трубопровода и приемного фильтра, равное р_щs;

- давление, обусловленное инерцией жидкости во всасывающем трубопроводе и цилиндре насоса, равное р_is;

- остаточное давление в полости цилиндра р_в;

- давление, обусловленное гидравлическим сопротивлением клапана, равное р_к.

Рис. 1.5. Установка приводного поршневого насоса: 1 - приемный резервуар; 2 - напорный резервуар; 3 - манометр; 4 - вакуумметр

Условие безотрывного движения жидкости за поршнем будет иметь вид:

(1.9)

Давление, обусловленное гидравлическим сопротивлением всасывающего трубопровода, с учетом максимальной скорости движения жидкости может быть определено следующим образом:

(1.10)

где ж - коэффициент местных сопротивлений;

F_s - площадь поперечного сечения всасывающего трубопровода;
F- площадь поперечного сечения цилиндра насоса; л - коэффициент трения.

Давление, обусловленное силами инерции, определяется по формуле:

где L_s - приведенная длина всасывающего трубопровода.

где lm - длина участка трубопровода с поперечным сечением Fm; n - количество участков с различным сечением трубопровода. Определим потери давления во всасывающем трубопроводе:

Отсюда:

Высота всасывания - переменная величина, зависящая от угла поворота кривошипа а, определяется по формуле:

Самым опасным с точки зрения безотрывного движения жидкости за поршнем является момент начала всасывания, когда силы инерции жидкости максимальны. Для этого момента уравнение высоты всасывания запишется следующим образом:

При нагнетании давление в цилиндре затрачивается на преодоление:

- давления в конце нагнетательного трубопроводар_кн;

- геодезической высоты нагнетания h_H;

- гидравлических сопротивлений нагнетательной линии р_щH;

- сил инерции жидкости р_iH

- сопротивления нагнетательного клапана p_к.

Поэтому давление в полости цилиндра в момент нагнетания может быть определено как:

Давление р_и за время оборота кривошипа переменно и максимально при нагнетании жидкости. Таким образом, высота нагнетания жидкости определяется по формуле:

(1.12)

На практике высоту всасывания и нагнетания определяют следующим образом (рис. 1.6.). Насосная установка оборудована манометром, учитывающим высоту подъема жидкости h^,n сопротивление напорной линии, и вакуумметром, учитывающим высоту h_вc и сопротивление во всасывающей трубе.

Высотой h₀ ввиду ее малости пренебрегаем. Полным или манометрическим подъемом Нn будет сумма показаний приборов, определяемая из равенств:

Таким образом, величина Н может быть определена расчетным путем или экспериментально (рис. 1.5.).

Гидравлическая или полезная мощность насоса простого действия определяется из равенств:

Для экспериментального определения работы насоса и контроля за ним применяют индикатор (рис. 1.6. а). Назначение индикатора - избавиться от параметра t в системе уравнений S=f(t); р=f(t) и привести ее к уравнению, имеющему вид р =f(S).

Индикатор состоит из поршневого манометра и преобразующего механизма. Поршневой манометр имеет цилиндр с притертым поршнем, к верхней части штока которого прикреплено перо. Между поршнем и верхней крышкой цилиндра находится тарированная пружина, а надпоршневой объем цилиндра соединен с атмосферой. Нижняя полость цилиндра соединяется трехходовым краном с исследуемым цилиндром насоса или с атмосферой.

Рис. 1.6. Индикатор: а - принципиальная схема; I - груз; 2 - барабан; 3 - перо; 4 - пружина индикатора; 5 -- поршень индикатора; б - трехходовой кран; б - индикаторная диаграмма поршневого насоса (пунктирная линия - идеальная, сплошная - реальная)

Преобразующий механизм состоит из барабана, на котором укрепляется бумага, и сменных шкивов, обернутых нитью, один конец которой соединен со штоком исследуемого цилиндра, а к другому подвешен грузик.

При изменении давления в цилиндре насоса поршень манометра перемещается на величину, пропорциональную давлению в цилиндре, перо при этом оставляет на барабане след. При движении поршня насоса барабан поворачивается на угол, пропорциональный перемещению. Рассмотрим работу индикатора в идеальном случае (пунктирный контур ABCD на рис. 1.6. б), при повороте кривошипа насоса на 360°.

В левой «мертвой» точке перо будет занимать положение, соответствующее точке Е. В начале хода всасывания при перемещении поршня вправо в цилиндре понизится давление всасывания, поршенек манометра при этом переместится вниз, пружина сожмется, в результате чего перо прочертит линию ЕА. При ходе всасывания давление в цилиндре будет постоянным и перо прочертит на вращающемся барабане горизонтальную линию АВ, лежащую ниже линии ЕЕ', соответствующей атмосферному давлению. В конце хода всасывания давление в цилиндре станет равным атмосферному - поршенек под действием пружины вернется в исходное положение и перо прочертит линию BE'.

При ходе нагнетания давление в цилиндре повысится до давления нагнетания и поршенек будет перемещаться вверх до тех пор, пока давление жидкости не уравновесится силой упругой деформации пружины. Перо при этом прочертит линию Е'С.

При ходе нагнетания перо прочертит линию CD вплоть до остановки поршня насоса в левом мертвом положении, когда давление в цилиндре станет равным атмосферному и пружина вернет поршенек в исходное положение - линия DE. При повторении цикла работы насоса будет повторяться и траектория движения пера на бумаге.

В реальных условиях диаграмма будет отличаться от идеальной вследствие наличия воздуха, газа, паров жидкости в цилиндре, утечек через уплотнения поршня и клапанов, запаздывания закрытия и открытия клапанов, их сопротивления и т. д.

Реальная диаграмма (контур aecd, рис. 1.6. б) будет отличаться от идеальной наличием зигзагов возле точек а и с, что объясняется гидравлическим сопротивлением клапанов и их колебаниями. Линии da и be не будут вертикальными, что вызвано запаздыванием закрытия и открытия клапанов.

По виду индикаторной диаграммы можно судить о работе отдельных узлов насоса.

Площадь, очерченная контуром индикаторной диаграммы, представляет собой работу, совершенную поршнем за цикл. Разделив площадь индикаторной диаграммы Е_шд на ее длину и умножив на масштаб пружины индикатора т, мы получим среднее индикаторное давление p_icp.

Индикаторная работа будет равна

а индикаторная мощность

Эта мощность определена для насоса одинарного действия.

1.9 Мощность и КПД поршневого насоса

Определение мощности привода

Для определения мощности приводного двигателя необходимо учесть КПД насоса, равный КПД насоса определяется произведением механического КПД на гидравлический.

Гидравлический КПД определяется по формуле:

где- манометрический напор;

- индикаторный напор.

Механический КПД может быть представлен в виде:

где- КПД подшипников валов (0,98... 0,99);

- КПД зубчатой передачи (0,98...0,99);

- КПД кривошипно-шатуиного механизма (0,95);

- КПД поршней и сальников (0,92).

Таким образом, мощность, необходимая для приведения насоса в действие, будет определяться по формуле:

где Q - фактическая подача насоса;

Н - полная высота подъема жидкости.

Двигатель насоса необходимо выбирать с учетом возможных перегрузок, а также КПД передачи:

(1.13)

где- коэффициент запаса (для больших насосов ц изменяется в пределах 1...1,15, для малых насосов ц изменяется в пределах 1,2... 1,5);

- КПД передачи между двигателем и насоРазмещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

сом (для клиноременной передачи он равен 0,92, для цепной - 0,98).

1.10 Определение усилий на основные детали поршневых насосов

Гидравлическую часть насоса рассчитывают на прочность по давлению опрессовки, а механическую - по усилиям, действующим в его элементах при наибольшем крутящем моменте, развиваемом приводным двигателем.

Давление опрессовки принимают вдвое большим, чем максимальное, развиваемое насосом. Гидравлическая часть насоса должна быть рассчитана таким образом, чтобы при закупорке напорной линии и несрабатывании предохранительного клапана произошла остановка двигателя, а не поломка насоса.

Клапанные коробки и цилиндры рассчитывают на прочность по формуле:

(1.14)

где р - давление опрессовки;

- допустимые напряжения растяжения. Шпильки, крепящие крышки цилиндров, рассчитывают с учетом предварительной затяжки, обеспечивающей герметичность стыка. Шток рассчитывается на растяжение - сжатие. Кроме этого, шток проверяется на устойчивость. Для определения критического усилия Р_кр на шток используют формулу Эйлера:

(1.15)

где- коэффициент приведенной длинны, принимается равным 0,5 в предположении, что оба конца стержня защемлены; - действительная длина стержня; Е - модуль упругости первого рода; / - момент инерции сечения.

Рис. 1.7. Расчетная схема поршневого насоса

Детали кривошипно-шатунной группы рассчитывают общепринятыми методами на полную долговечность насоса. Силы, действующие в кривошипно-шатунной группе (рис. 1.7.), определяют следующим образом.

Сила, действующая вдоль шатуна, рассчитывается по формуле:

(1.16)

где Р - усилие, действующее на шток;

G - масса ползуна и 1/3 шатуна;

l - коэффициент трения ползуна о направляющие.

Сила S достигает максимального значения при максимальном угле р. Так как у большинства насосов r/1 = 0,2, соответственно cosp = 0,98, то для упрощения расчета можно принять

Силу S можно разложить на тангенциальную силу Т, направленную по касательной к окружности, и нормальную силу N, направленную вдоль кривошипа.

Пренебрегая углом Р ввиду его малости, получим

т.е. тангенциальная составляющая изменяется по синусоидальной зависимости. Полученную формулу применяют для расчета одноцилиндровых насосов.

Для многоцилиндровых насосов тангенциальная сила может быть найдена сложением графиков, характеризующих изменения тангенциальных сил, полученных для каждого цилиндра с учетом их сдвига по фазе.

2. Динамические насосы

Динамические насосы широко применяются в самых различных технологических процессах, связанных с подъемом пластовой жидкости, воздействием на призабойную зону пласта, транспортированием нефти и воды в системах поддержания пластового давления, в установках подготовки нефти для нефтепере-рабатьтающих предприятий и др. Наиболее эффективно использование динамических насосов для перемещения значительных объемов жидкости.

По сравнению с другими видами динамические насосы отличаются простотой конструкции, высокой степенью унификации узлов насосов одного типа, небольшими габаритными размерами, низкой стоимостью. Преимущество динамичных насосов заключается также в возможности непосредственного соединения валов насосов с валами электродвигателей, быстроходных турбин и регулирования подачи насосов в широких пределах.

2.1 Схема и принцип действия центробежного насоса

Центробежный насос относится к механизмам, в которых жидкости сообщается кинетическая энергия, впоследствии преобразующаяся в энергию давления.

Центробежный насос, в основном, состоит из корпуса и рабочего колеса с лопатками, расположенными между двумя дисками. Колесо вращается с большой скоростью и благодаря развивающейся при вращении центробежной силе отбрасывает находящуюся в нем жидкость от центра к периферии. Эта жидкость поступает в пространство нагнетания, а соответствующий объем жидкости поступает из пространства всасывания к центру рабочего колеса. Так осуществляется непрерывный ток жидкости и увеличивается в то же время ее удельная энергия.

Жидкость засасывается из резервуара 3 (рис. 2.1.) через приемный клапан 1 с сеткой 2, предохраняющей от попадания в насос посторонних предметов, и поступает во всасывающий трубопровод 4.

Отсюда жидкость поступает в камеру насоса и затем на быстро вращающиеся лопатки рабочего колеса 5, где под действием центробежной силы отбрасывается к периферии и поступает в спиральную камеру 6 или в направляющий аппарат. Жидкость проходит далее через напорную задвижку 7, обратный клапан 8 и напорный трубопровод 11 в резервуар 13. При длинном напорном трубопроводе для удобства обслуживания на нем устанавливают возле резервуара коренную задвижку У 2.

Контролируют работу насоса по манометру 10, устанавливаемому на напорном трубопроводе, и по вакуумметру 9, устанавливаемому на всасывающем трубопроводе. В отличие от поршневого центробежный насос не обладает способностью засасывать жидкость в начале своей работы, так как возникающая при вращении колеса насоса центробежная сила вследствие небольшой плотности воздуха относительно жидкости недостаточна для удаления воздуха из насоса и всасывающего трубопровода и создания необходимого разрежения. По этой причине перед пуском насоса вса-сывающий трубопровод и корпус насоса необходимо залить жидкостью. Уходу в резервуар заливаемой в насос жидкости препятствует приемный клапан /. При выбрасывании жидкости из колеса в корпусе насоса образуется разрежение. Под действием атмосферного давления на поверхность жидкости в резервуаре 3 в движение придет столб жидкости во всасывающем трубопроводе. Таким образом осуществляется непрерывное движение жидкости в системе установки.

Рис. 2.1. Схема установки центробежного насоса, перекачивающего жидкость с уровня, расположенного ниже оси насоса

При перекачке нефти и нефтепродуктов установки центробежных насосов обычно располагают ниже резервуара. При этом заливка насоса осуществляется автоматически, как только будет открыта задвижка на всасывающем трубопроводе. Обратный клапан 8 предназначен для автоматического прекращения доступа жидкости к насосу из напорного трубопровода, как только напор, развиваемый насосом, станет меньше давления в напорном трубопроводе. Обратный клапан предотвращает аварию при внезапном прекращении работы двигателя насоса, так как ротор насоса под действием статического напора жидкости напорного трубопровода начнет вращаться в обратную сторону.

2.2 Основное уравнение центробежного насоса

Согласно известной из курса гидравлики одноразмерной теории движение массы жидкости в рабочем колесе может быть уподоблено движению одной элементарной струйки, т.е. движение всей массы жидкости в рабочем колесе рассматривается как движение одинаковых элементарных струек в колесе с бесконечно большим числом элементарно тонких лопаток.

При этом, кроме того, допускается, что траектории движения отдельных частиц жидкости одинаковы с формой лопаток.

Стенки проточных каналов в корпусе центробежного насоса неподвижны, поэтому скорости потока относительно этих стенок являются абсолютными скоростями.

При движении внутри канала рабочего колеса частица жидкости имеет по отношению к колесу относительную скорость w, которая направлена по касательной к лопатке в точке ее приложения. Но благодаря вращению колеса при числе оборотов п частица жидкости приобретает и окружную скорость, направленную по касательной к окружности радиуса г, определяемую как произведение угловой скорости на радиус r - расстояние рассматриваемой частицы от центра вращения, т. е.:

Следовательно, частица жидкости, покидая рабочее колесо, будет иметь окружную скорость по касательной к наружному диаметру колеса в точке выхода и относительную скорость, направленную по касательной к выходной кромке лопатки. В результате геометрического сложения этих скоростей (и и w) частица жидкости будет иметь абсолютную скорость с по их равнодействующей (по диагонали параллелограмма, построенного на направлениях скоростей и и м>), в направлении которой элементарные струйки жидкости будут выходить из рабочего колеса (рис. 2.2.).

Рис. 2.2. Движение жидкости в каналах рабочего колеса

Угол, образуемый между направлениями абсолютной скорости с и окружной скорости и, обозначают через а. Угол между касательными к лопатке и к окружности в направлении, противоположном направлению окружной скорости, обозначают через Этот угол определяет направление относительной скорости w.

Абсолютную скорость можно рассматривать как результирующую двух скоростей:

- с_u совпадающей по направлению с окружной скоростью и являющейся проекцией скорости с на окружную и равной:

- с_m - меридианальной, направленной по радиусу г и равной:

Для скоростей входа и выхода из колеса обозначения одинаковы, только входным скоростям придается индекс 1, а выходным - индекс 2:

- при входе на лопатки w₁ - относительная скорость, с₁ - абсолютная скорость, и₁ - окружная скорость;

- при выходе с лопаток w₂ - относительная скорость, с₂ - абсолютная скорость, и₂ - окружная скорость.

где D₁ - внутренний диаметр рабочего колеса;

D₂ - наружный диаметр рабочего колеса;

п - число оборотов рабочего колеса в минуту.

Следует заметить, что относительные скорости w₁ и w₂ - это те скорости, которые заметил бы наблюдатель, вращающийся с колесом, а абсолютные скорости с₁ и с₂ - это скорости, которые заметил бы наблюдатель, находящийся вне колеса.

Рис. 2.3. Треугольники скоростей: а - при входе; б - при выходе

Из треугольников скоростей на входе и выходе рабочего колеса получим следующие зависимости:

Каждый килограмм жидкости, протекающей через колесо, обладает кинетической энергией (скоростным напором)и, находясь под давлением р, имеет потенциальную энергию р/у. Если обозначить через р₂ ир₂ соответственно давление при входе и выходе из рабочего колеса, получим полный напор, развиваемый колесом:

С учетом того, что каждый килограмм жидкости, проходя через рабочее колесо, получает приращение энергии за счет центробежной силы, равной произведению массы частицы на ускорение, то баланс энергии для 1 кг жидкости будет иметь вид:

Из уравнений (2.3) и (2.4) получим:

Первый член этого уравнения представляет приращение напора, вызываемого центробежными силами, действующими на массы жидкости, перемещающейся от r₁ до r₂ второй член показывает изменение кинетической (скоростной) энергии потока от входа до выхода из рабочего колеса. Последний член - это изменение напора в результате изменения относительной скорости потока при протекании жидкости через рабочее колесо.

Пользуясь уравнениями (2.1) и (2.2), заменим w₁ и w₂ соответственно через с₁ , и₁, с₂, и₂. После сокращений получим:

Это и есть основное уравнение Эйлера для определения теоретического напора колеса турбомашины, написанное в самом общем виде и справедливое для всех лопастных машин, т.е. водяных, паровых и газовых турбин, центробежных насосов и вентиляторов, а также турбокомпрессоров. В результате гидравлических сопротивлений протеканию жидкости через рабочее колесо, на преодоление которых затрачивается часть энергии, действительный напор, создаваемый насосом, меньше теоретического. Введя в уравнение (2.5) гидравлический коэффициент полезного действия з_г учитывающий уменьшение теоретического напора, получим значение теоретического напора:

В центробежном насосе во избежание лишних потерь важно соблюдать условие безударного входа жидкости в рабочее колесо. Для этого жидкость подводят к насосу так, чтобы скорость с₀ жидкости перед входом в колесо была направлена в плоскости, проходящей через ось насоса, и чтобы абсолютная скорость с₁ жидкости не изменялась или же, по возможности, мало отличалась по направлению и величине от скорости с₀, т.е. с₁= с₀.

В соответствии с этим а₁ = 90°, второй член правой части равенства (2.6) превратится в нуль, и уравнение Эйлера примет следующий вид:

Это и есть основное уравнение центробежного насоса

2.3 Действительный напор центробежного насоса

Основное теоретическое уравнение центробежного насоса было выведено на основании одноразмерной теории, при которой предполагается, что все частицы жидкости описывают в рабочем колесе и направляющем аппарате одни и те же траектории и что форма этих траекторий совпадает с кривизной лопатки. Это возможно лишь при бесконечно большом числе лопаток. Однако в действительности рабочие колеса имеют конечное число лопаток определенной толщины, в результате чего распределение скоростей в поперечном сечении каждого канала будет неравномерным, что может снизить напор H на 15 - 20 %.

Неравномерность распределения скоростей обусловлена следующими причинами. При вращении колеса жидкость, заполняющая его каналы, вращается в сторону, обратную вращению колеса. Это явление можно представить из рассмотрения движения жидкости в замкнутом объеме между лопатками, т. е. при закрытых внутреннем и внешнем выходном кольцевых сечениях канала.

На рис. 2.4. (канал I) показано струйное течение, соответствующее бесконечно большому числу элементарно тонких лопаток. Если жидкость не имеет вязкости, то она при вращении замкнутого сосуда вокруг какой-либо оси, жестко скрепленной с ним, будет вращаться относительно стенок этого сосуда в обратную сторону с той же угловой скоростью, с какой вращается сосуд вокруг оси. Это явление называют относительным вихрем, и оно будет тем слабее проявляться, чем больше вязкость жидкости и уже каналы. Этот вихрь, соединяясь с током жидкости от оси колеса к периферии, вызывает неравномерное распределение в каналах колеса (рис 2.4., канал II).

Кроме того, лопатки вращающегося колеса при передаче механической энергии жидкости, заполняющей его каналы, оказывают на нее давление, которое передается поверхностью лопатки, обращенной в сторону вращения колеса (выпуклой стороной), в результате чего давление на выпуклой стороне больше, чем на вогнутой стороне той же лопатки.

Рис. 2.4. Распределение скоростей в каналах рабочего колеса

На основании уравнения Бернулли там, где в потоке жидкости больше нарастает давление (потенциальная энергия), будет меньше нарастать скорость (кинетическая энергия) и наоборот. Это приводит к увеличению скоростей в зоне вогнутой стороны лопатки и уменьшению скоростей в зоне выпуклой стороны лопатки, в результате чего получим распределение скоростей, показанное на рис. 2.4. (канал III).

Указанная неравномерность скоростей в каналах колеса несколько изменяет картину скоростей на входе и выходе из колеса. Под влиянием относительного вихря абсолютная скорость у выхода несколько отклоняется в направлении против вращения колеса и уменьшается по величине. В соответствии с этим меняются стороны и утлыитреугольника скоростей у выхода из колеса.

Таким образом, действительная величина абсолютной скоростиполучается меньше с₂, угол наклона лопатокменьше а уголувеличивается относительно

Следовательно, при конечном числе лопаток напор создаваемый насосом, будет меньше напора Н.

При этом основное уравнение Эйлера примет вид:

Так как измерить величиныине представляется возможным, то в уравнение вводят поправочный коэффициент к, определяемый опытным путем для насоса каждого типа в зависимости от числа и формы лопаток, а также формы направляющих аппаратов.

Тогда выражение для действительного напора, развиваемого колесом с конечным числом лопаток, примет вид:

Однако для практического использования это выражение можно преобразовать и представить в следующем виде:

где D₂ - внешний диаметр рабочего колеса, м; п - частота вращения вала насоса, об/мин; К - коэффициент, зависящий от углов и коэффициента к, учитывающего конечное число лопаток.

2.4 Подача центробежного насоса

Подача центробежного насоса, т. е. количество жидкости, протекающей через рабочее колесо в секунду, может быть выражено уравнением расхода жидкости.

,

где F - плошадь поперечного сечения рабочего колеса; v - скорость движения жидкости

В случае движения жидкости по рабочему колесу (рис.2.5.);

где- наружный диаметр колеса; z - количество лопаток;

- толщина лопатки по окружности диаметром D₂;

- ширина колеса на внешнем диаметре;

- скорость выхода жидкости из колеса в меридианальном направлении.

Для практического использования более удобна эмпирическая формула расчета теоретической подачи:

Отсюда видно, что подача центробежного насоса пропорциональна квадрату внешнего диаметра колеса, ширине его, числу оборотов и коэффициенту ц, зависящему от изменения углови Пределы изменения ц от 0,09 до 0,13. Действительная подача Q несколько меньше

где- коэффициент утечки, или объемный КПД, учитьшающий щелевые потери жидкости через зазор между колесом и корпусом.

Эти утечки жидкости обусловлены разностью давлений на выкиде и приеме колеса. Следовательно, количество жидкости, протекающей через колесо, больше действительной подачи насоса в напорную линию. Для уменьшения утечек указанный зазор делают небольшим - примерно 0,3 ...0,6 мм. Величина ц в зависимости от конструкции и размеров насоса изменяется в пределах 0,92...0,9S. Таким образом, подачу насоса можно определить из формулы:

(2.12)

Рис. 2.5. Живое сечение на выходе жидкости из рабочего колеса

Найденная величина подачи Q будет примерно соответствовать нормальной подаче насоса при данном напоре Н, определяемом по формуле (2.10).

При других режимах работы насоса подача будет изменяться в зависимости от изменений напора, согласно характеристике насоса.

2.5 Мощность и коэффициент полезного действия центробежного насоса

Полезная мощность лопастного насоса находится по формуле:

где Н - действительный напор;

О - действительная подача лопастного насоса (формулы 2.10 и 2.12).

Мощность, потребляемая лопастным насосом, включает потери мощности в насосе и зависит, в частности, от КПД насоса ц

Потери мощности в лопастном насосе слагаются из механических потерь, потерь на дисковое трение, объемных и гидравлических потерь.

Таким образом, КПД лопастного насоса равен произведению четырех КПД, соответствующих указанным потерям:

Механические потери мощности происходят в местах трения - в опорах (радиальных и осевых), у ступиц рабочих колес, в уплотнениях насоса и зависят от конкретной конструкции, типоразмера и качества изготовления узла, в котором происходит трение. Механический КПД лопастных насосов г/м изменяется в пределах 0,9... 0,98

Потери мощности на дисковое трение происходят в результате взаимодействия потока жидкости с внешними поверхностями дисков рабочих колеру а также разгрузочной пяты. Дисковый КПД лотастных насосов ^изменяется в пределах 0,85...0,95.

Объемные потери мощности обусловлены утечками через уплотнения рабочего колеса в уплотнениях вала насоса, в разгрузочной пяте и т. д. О величине объемного КПД было сказано выше.

Гидравлические потери мощности происходят в результате преодоления сопротивлений в подводе, рабочем колесе и отводе при движении жидкости через насос. Гидравлический КПД лопастных насосов г\г изменяется в пределах 0,7...0,95.