Практическое занятие № 4 Расчет основных параметров поршневых насосов

Задача 1: Определить основные размера одноцилиндрового насоса простого действия для подачи нефти объемного веса 910 кг/м³ в количестве 1000 кг/мин при n = 100 об/мин.

Решение

При определении основных размеров насоса по заданной производительности приходится вычислять размеры диаметра цилиндра D и ход поршня S. Указанные размеры можно найти из выражения

, (1)

где α – коэффициент подачи; i – число рабочих полостей.

Выражение (1) содержит два неизвестных: D и S.

В качестве второго уравнения принимаем соотношение

. (2)

После этого получаем

D = (3)

При выборе ψ надо иметь в виду, что при заданном n средняя скорость поршня

2,5 м/с; (4)

отсюда

n = . (5)

Следовательно,

. (6)

Подставив (6) в (3) получим

D = (7)

Приняв 2 м/с, α = 0,9 и имея в виду, что для нашего случая i = 1, находим размер диаметра цилиндра насоса

D = м.

Отношение хода поршня к диаметру цилиндра

,

Тогда ход поршня будет равен

S = ψ·D = 3,75·0,16 = 0,6 м.

Задача 2: Определить давление на выкиде насоса при проводке скважины турбинным способом. Производительность насоса Q =____м³/с. Перепад давления на турбобуре, спущенном на 140 мм трубах, р_п =____МПа. Диаметр скважины D_c = ____ мм, глубина L = ____ м.

Плотность глинистого раствора ρ =___кг/м³, динамическое напряжение сдвига _о=____Па, а пластическая вязкость  ____ Пас.

Долото имеет 3 (i = 3) гидромониторных отверстия диаметром d_о = ____ мм.

Решение

Давление на выкиде насоса определяется как сумма

Σр = р_ман + р_д + р_т + р_зам + р_п + р_к,

где р_ман, р_д, р_т, р_зам, р_п, и р_к –, долоте, трубах, замках, турбобуре и кольцевом пространстве.

Потери давления в манифольде

р_ман = 13,1·10⁶·Q^1,85+7040.

Потери давления в долоте

р_д = .

Скорость движения глинистого раствора в бурильных трубах

.

Состояние потока в бурильных трубах внутренним диаметром d_в

R_е =

Коэффициент гидравлических сопротивлений

λ =

Потери давления в бурильных трубах

р_т =

Скорость движения глинистого раствора в кольцевом пространстве при наружном диаметре труб d_н

.

Параметр Рейнольдса, характеризующий состояние потока глинистого раствора в кольцевом пространстве

R_е =

Потери давления в кольцевом пространстве

Число замков в БК n = .

Эквивалентная длина БК, оказывающей такое же сопротивление, что и все замки L_эк = 10·n,

Потери давления в замках

р_зам =

Практическое занятие № 5 Изучение типов и конструкций гидравлических забойных двигателей

В настоящее время отечественными машиностроительными заводами выпускаются гидравлические забойные двигатели четырех видов:

турбинные забойные двигатели (турбобуры) различного конструктивного исполнения типов Т и А;

редукторные турбинные забойные двигатели типа ТР (турбобуры редукторные);

винтовые забойные двигатели типа Д;

турбинно-винтовые забойные двигатели типа ТВД.

Отечественной промышленностью освоено производство турбобуров следующих типов.

Односекционные: бесшпиндельные типа Т12; бесшпиндельные унифицированные типа ТУ-К; со вставным шпинделем типа ТВШ; с независимым креплением роторов типа ТНК; для бурения скважин большого диаметра типа ТБД.

Секционные: бесшпиндельные типа ТС; шпиндельные типа ТСШ; шпиндельные унифицированные типов ТСШ1, 2Т-К и 3Т-К; шпиндельные типов ТСША и ТДШ, для бурения алмазными долотами; шпиндельные типа АШ с наклонной линией давления; шпиндельные типа АГТШ со ступенями гидродинамического торможения.

С плавающими статорами типа ТПС.

С независимой подвеской валов секций типа ТНБ.

Термостойкие турбобуры типа ТТА для скважин с температурой до 240°С.

Редукторные турбобуры типов ТР, ТРМ и ТСМ.

Малогабаритные турбобуры типов ТГ, ТШ и ТВ1 для бурения и ремонта скважин.

Турбинные отклонители типа ТО.

Турбобуры-отклонители с независимой подвеской валов турбинных секций типа ТО2 для бурения боковых стволов из старых скважин.

Шпиндель-отклонитель типа ШО1.

Турбодолота колонковые типа КТД для отбора керна.

Задача 1: Определить гидравлическую мощность потока глинистого раствора перед входом в турбобур, если последний спущен в скважину на_____мм бурильных трубах с толщиной стенки δ =__мм и длиной L =___м. Насосы обеспечивают циркуляцию глинистого раствора и подают Q =____м³/с жидкости и развивают давление Р =___Па. Плотность глинистого раствора ρ =___кг/м³, динамическое напряжение сдвига _о=____Па, а пластическая вязкость  ____ Пас.

Мощность потока глинистого раствора перед входом в турбобур может быть найдена из выражения

N_пт = N_нас – N_ман – N_тр,

где N_пт – мощность потока перед входом в турбобур, кг·м/с; N_нас – гидравлическая мощность потока у выкидного патрубка насоса, кг·м/с; N_ман – мощность, затрачиваемая на преодоление гидравлических сопротивлений в манифольде, кг·м/с; N_тр – мощность, потребная на преодоление гидравлических сопротивлений, возникающих при течении глинистого раствора в бурильных трубах, кг·м/с.

Мощность, затрачиваемая на преодоление гидравлических сопротивлений в манифольде

N_ман = (13,1·10⁶·Q^1,85+7040)Q

Мощность, потребная на преодоление гидравлических сопротивлений, возникающих при течении глинистого раствора в бурильных трубах

N_тр = Q (Р_тр+ Р_зам),

где Р_тр – потери давления на преодоление гидравлических сопротивлений по длине БК

Р_тр =

λ – коэффициент гидравлических сопротивлений λ =

R_е =

v – скорость движения глинистого раствора в бурильных трубах

Р_зам – потери давления в замках БК

Р_зам =

L_эк – эквивалентная длина БК, оказывающей такое же сопротивление, что и все замки L_эк = 10·n,

n – число замков в БК n = .

Гидравлическая мощность потока глинистого раствора у выкидного патрубка насоса

N_нас = P·Q

Давление глинистого раствора

Р_пт = .

Задача 2: Рассчитать турбину для турбобура диаметром D_т =___мм. Расход глинистого раствора Q =____м³/с, плотность глинистого раствора ρ =___кг/м³. При 650-700 об/мин крутящий момент на валу турбины должен быть не ниже М_кр =____Н·м, а перепад давления не превышал Р_т =____МПа.

Периферийный диаметр турбины

D₁ = D_т – 2B,

Где В = b + f

b – толщина стенки корпуса турбобура, принимаем b = 12,5 мм, f – толщина обода статора, принимаем f = 5 мм.

Внутренний диаметр турбины

D₂ =

где η₀ – объемный кпд, η₀ = 0,92...0,95; k – коэффициент стеснения потока для выбранного профиля лопаток

Выбираем оптимальные профили лопаток со следующими параметрами: гидродинамический угол α_к = 35^о, толщина лопатки S = 2,5 мм, шаг t = 22 мм.

С₀ – осевая составляющая скорости рабочей жидкости, С₀ = 4,5...5,5 м/с.

Ширина канала в радиальном направлении составит

δ =

Расчетный диаметр турбины (диаметр средней струйки жидкости в канале)

Число лопаток , принимается целое число и затем уточняется шаг .

Пересчитываем гидромеханический угол для нового шага

где λ – относительная длина формирующего участка

L – осевая высота ступени, принимается равной 30 мм.

L₀ – осевая высота профиля лопатки без формирующего участка

L₀ = a + (R + t₁·sinα – S) cosα

где a – ордината радиуса, равная 4 мм; R – радиус выпуклой части лопатки, равный 20 мм.

Пересчитываем коэффициент стеснения для нового шага и гидромеханического угла.

Число оборотов колеса турбины, соответствующее наивыгоднейшему режиму работы

Число оборотов турбины при холостом режиме работы n_х = 2n.

Тормозной момент колеса при механическом кпд η_мех = 0,94

Момент при оптимальном режиме

Максимальная мощность, развиваемая колесом турбины

Перепад давления на колесе турбины при общем кпд η = 0,65

H₀ =

Число колес турбины

Перепад давления в турбине

.