Буровые насосы

2.4.1. Основные и конструктивные параметры насосов

Показатели назначения бурового насоса определяются основными параметрами, в качестве которых выступают приводная мощность (N_п), полезная (гидравлическая) мощность (N_г), наибольшее давление (Р_max), наибольшая подача (Q_max). Указанные параметры регламентируются ГОСТ 6031-81 или техническими условиями. Основные параметры поршневых и плунжерных насосов, предназначенных для нагнетания промывочной жидкости в скважину при геологоразведочном, структурно-поисковом, эксплуатационном и глубоком разведочном бурении на нефть и газ приведены в табл. 2.15. Здесь же приведены значения диапазона регулирования подачи (R), который может быть определен по формуле

(2.88)

С использованием указанной зависимости могут быть определены наименьшая подача Q_min (при наибольшем давлении Р_max) и наименьшее давление Р_min (при наибольшей подаче Q_max)

(2.89)

Гидравлическая мощность насоса (теоретическая) обуславливает подачу и развиваемое давление и определяется

.

Конструктивные параметры насосов определяются исходя из основных параметров с учетом требований и условий эксплуатации.

В настоящее время при бурении скважин применяются приводные двухцилиндровые насосы двустороннего действия и трехцилиндровые насосы одностороннего действия.

В последнее время выпуск двухцилиндровых насосов существенно сократился вследствие их значительных габаритов и массы, а также большого числа узлов гидравлической части. Освоено производство новых моделей насосов, отвечающих возросшим требованиям бурения. Совершенствование конструкции буровых насосов осуществляется по пути повышения надежности, долговечности основных узлов гидравлической части, снижения массы и габаритов, трудоемкости обслуживания, ремонта и монтажа, а также повышения безопасности эксплуатации.

На рис. 2.21 и рис.2.22 представлены схемы работы поршневых насосов одностороннего и двухстороннего действия.

При ходе поршня влево и камере повышается давление, всасывающий клапан закрывается. Как только давление внутри камеры станет выше давления во всасывающем трубопроводе, нагнетательный клапан откроется, так как давление в камере будет выше давления в нагнетательном трубопроводе. Происходит выталкивание жидкости из камеры. Затем цикл повторяется.

Скорость поршня во время хода меняется от нуля в мертвой точке до максимума. Наибольшую скорость поршень имеет, когда кривошип перпендикулярен к шатуну.

Значение параметров для классов буровых насосов	15*			-	-	-
					1.5
					1.9
					1.9
					2.4
					2.4
					3.0
					2.3
					3.0
					3.0
					2.9
					2.9
					2.2
				6.3	1.7
				4.0	1.4
Раз-мер-ность	кВт	кВт	Дм3/с	МПа	-
Наименование параметров	Приводная мощность	Полезная мощность, не менее	Наибольшая подача	Наибольшее давление	Диапазон регулирования подачи

Поскольку нагнетание жидкости происходит за счет вытеснения ее из рабочей камеры поршнем, очевидно, количество жидкости, вытесняемой в единицу времени — подача насоса,— будет изменяться по тому же закону, что и скорость поршня, как показано на графике (рис.2.21, в). Если обозначить ход поршня через S, его площадь через F, то объем жидкости V_ц, вытесненной из камеры при ходе влево,

V_ц= F S (2.90)

Идеальная подача одной камеры поршневого насоса (в м³/с)

Q^’_ни = V_цn/60, (2.91)

где n-число двойных ходов коренного вала в 1 мин.

Для многопоршневого насоса одностороннего действия идеальная подача (в м³/с)

Q _ни= KFSn /60(2.92)

где K- число камер насоса.

Площадь поршня (в м²)

F=

D- диаметр поршня, м.

Тогда

(2.93)

Насосом двухстороннего действия называется такой насос, в котором в каждом цилиндре имеются две рабочие камеры 5 и 8 (рис. 2.22) передняя 8, как у насоса одностороннего действия, и задняя 5, расположенная за поршнем 6. Объем этой камеры меньше, чем передней, так как в ней расположен шток 2 поршня, занимающий часть ее объема. Она также имеет всасывающий 1 и нагнетательный 4 клапаны, а шток 2 уплотнен сальником 3.

Если поршень движется вправо, то в левой (передней) полости создается разряжение, в результате которого всасывающий клапан 1 открывается и камера заполняется раствором, а из правой камеры (задней) жидкость в это время вытесняется в нагнетательный коллектор 7 движущимся поршнем 6.Всасывающий клапан 1 в ней закрыт, так как давление в этой камере выше, чем во всасывающем трубопроводе 9,а нагнетательный клапан 4 открыт. Очевидно, подача из задней камеры такого насоса будет меньше, чем насоса одностороннего действия:

(2.94)

где площадь сечения штока, м; d- диаметр штока, м.

Для многопоршневого насоса двухстороннего действия

или

(2.95)

Действительная подача насосавсегда меньше идеальной вследствие того, что происходят утечки через еще незакрытые клапаны, неплотности клапанов и поршней, в связи со сжимаемостью нагнетаемой жидкости, содержанием в ней газа, состоянием пар цилиндр — поршень, клапанов и т. д.

Фактическая подача может быть определена для каждого отдельного случая при конкретных условиях работы насоса по формуле

(2.96)

где Q_ни - идеальная подача с учетом фактического числа ходов поршней в 1 мин; - коэффициент объемной подачи.

Учитывая основные условия, влияющие на объемную подачу, можно вычислить коэффициент объемной подачи из выражения

(2.97)

где R_г —коэффициент, зависящий от конструктивного исполнения гидравлической части насоса, который выбирается в зависимости от диаметра поршня D:

D, мм
k г	2,886	3,114	3,387	3,716	4,118	4,617	5,245

—коэффициент сжимаемости жидкости, для воды = 47,5х10⁵ МПа^-1, для бурового раствора = 40*10 ^-5 МПа ^-1; ДГ — доля газа в жидкости до ее поступления к подпорному насосу или до входа в буровой насос (если отсутствует подпорный); р_н и р_п — абсолютное давление на выходе бурового и подпорного насосов, МПа; р₀ — атмосферное давление, МПа.

Пример 2.15. Найти коэффициент объемной подачи трехпоршневого бурового насоса при закачке в скважину Q _н≈0,024 м³/си давлении р_н= 15,77 МПа бурового раствора с долей газа ∆ Г =0,05 (5 %); абсолютное давление на выходе подпорного насоса Р _п=0,5 МПа; атмосферное давление Р _о=0,1 МПа. Коэффициент сжимаемости раствора β =40∙10^-5 МПа, коэффициент k _г=4,118 (см. стр. 175).

Решение.

Находим коэффициент объемной подачи по формуле (VIII.20)

+

+

Пример 2.16. Найти число ходов трехпоршневого насоса n, необходимое для закачки Q _c=0,024 м³/с бурового раствора при коэффициенте объемной подачи η₀=0,94, длине хода поршня S=0,25 м и его диаметре D=0,14; число нагнетательных камер насоса a =3.

Решение.

Находим идеальную подачу насоса

Число ходов насоса в 1 мин из формулы (VII.16)

2.4.2. Расчет и выбор основных технических показателей насосов

Подачу, давление и полезную мощность буровых насосов выбирают на основе требований, предъявляемых технологией промывки скважин. Исходной является объемная подача, от которой зависят эффективность роторного бурения и нормальная работа забойных двигателей. Установлено, что для эффективной очистки скважины и выноса шлама, а также нормальной работы забойных гидравлических двигателей скорость восходящего потока бурового раствора (в м/с), как правило, должна соответствовать значениям, приведенным ниже.

Способ бурения........... Забойные двигатели Роторный

Интервал бурения:

под кондуктор........ 0,3—0,4 0,2—0,3

под промежуточную......... 0,5—0,60,4—0,5

и эксплуатационную колонну 0,6—0,7 0,5—0,6

Примечание. В знаменателе приведена скорость при промывке водой.

Дальнейшее увеличение скорости восходящего потока сопровождается неоправданным ростом давления насосов и возможным снижением механической скорости бурения. При опасностях образования сальников и осыпания горных пород скорость восходящего потока в осложненных зонах ствола скважины повышается до 1-1,2 м/с.

Подача насоса определяется по выбранной скорости восходящего потока промывочного раствора (в л/с):

(2.98)

где F_з.п- площадь затрубного пространства, м²; -скорость восходящего потока жидкости, м/с; D_Д- диаметр долота, м.

Ряд авторов рекомендует определять подачу промывочной жидкости по условию:

(2.99)

где q_уд — удельная подача, л/(с*дм ²); F _заб— площадь забоя, дм².

Удельная подача,характеризующая интенсивность промывки, выбирается согласно опытным данным. Для долот диаметром 191 мм удельная подача принимается равной 7—8 л/(с*дм²) и для долот диаметром269—295 мм —6,5—7 л/(с*дм²). Рассматриваемые нормы несколько ниже ранее принятых. Это обусловлено более совершенной конструкцией современных долот. Результаты расчета необходимой подачи по формулам (2.98) и (2.99) в ряде случаев нe совпадают вследствие различных сочетаний возможных размеров труб и долот. Тогда подачу выбирают по большему расчетному значению. При бурении гидравлическими забойными двигателями величина подачи уточняется согласно требованиям и рабочей характеристике используемого турбобура либо объемного винтового двигателя.

Давление на выходе из насосазависит от потерь давления на преодоление гидравлических сопротивлений в манифольде, бурильной колонне и затрубном кольцевом пространстве, возникающих при промывке скважин. Гидравлические сопротивления подразделяются на линейные, обусловленные силами трения движущихся частиц жидкости и местные обусловленные изменениями величины и направления скорости потока. Колонна труб, кольцевое затрубное пространство условно принимаются равнопроходными, а гидравлические сопротивления в них относят к линейным. К местным гидравлическим сопротивлениям относят потери давления в замковых соединениях бурильных труб, промывочных отверстиях долота, проточных каналах забойных двигателей.

Полная потеря давления определяется арифметической суммой линейных и местных потерь давления в системе циркуляции промывочной жидкости:

р = р_м+р_бт+р_убт+р_з+р_д+р_зд+р_кп, (2.100)

где р -давление промывочной жидкости на выходе из насоса; р_м, р_бт, р_убт, р_з, р_д, р_зд, р_кп — потери давления соответственно в манифольде, бурильных трубах, УБТ, замковых соединениях, долоте, забойном двигателе и кольцевом пространстве.

Разностью статических давлений в практических расчетах пренебрегают из-за незначительной разницы плотностей жидкости в бурильной колонне и затрубном пространстве.

Потери давления на гидравлические сопротивления в трубах принято определять по формуле Дарси—Вейсбаха(в Па):

(2.101)

где —коэффициент гидравлического сопротивления; — плотность жидкости, кг/м³; ℓ — длина труб, м; d — внутренний диаметр труб, м. — средняя скорость течения жидкости, м/с.

Гидравлические сопротивления пропорциональны квадрату средней скорости течения жидкости. Поэтому закон сопротивления, устанавливаемый формулой Дарси—Вейсбаха, принято называть законом квадратичного сопротивления.

Средняя скорость жидкости в трубах

где Q —расход жидкости, м³.

Подставляя значение скорости в формулу (2.101), получаем

(2.102)

Если принять ,то формулу (2.102) можно записать в следующем виде:

где - коэффициент потерь давления.

Согласно полученному выражению, потери давлений в бурильных трубах (в МПа)

(2.103)

где Q — подача промывочной жидкости, л/с; ℓ — длина бурильной колонны, м.

Значения коэффициентов потерь давления для различных элементов системы циркуляции промывочного раствора приводятся в технической литературе по технологии бурения и промывки скважин.

Потери давления в ступенях турбобура

где -расход воды в режиме максимальной мощности, л/с; р_i — перепад давления в режиме максимальной мощности турбобура, МПа.

Значения Q_t и р_iприводятся в технической характеристике турбобуров (табл._____).

Полезная мощность, сообщаемая буровыми насосами подаваемой жидкости, выражается обычно в киловаттах и определяется зависимостью

где — подача насоса, м³/с; р — давление насоса, Па.

На конечных интервалах бурения каждого из рассматриваемых участков ствола скважины давление и соответственно мощность насоса достигают наибольших значений в результате увеличения линейных и местных гидравлических сопротивлений. В начале бурения каждого последующего участка ствола скважины давление и мощность бурового насоса ступенчатого снижаются в связи с уменьшением расхода промывочной жидкости, необходимого для бурения при переходе на долото меньшего диаметра. Давление при этом уменьшается пропорционально квадрату расхода, а мощность насоса – пропорционально кубу расхода прокачиваемой жидкости:

Например, при снижении расхода жидкости в 2 раза (Q₂ = Q_i/2) давление насоса (р₂) уменьшается в 4 раза, а мощность (N₂) — в 8 раз. Полученные данные свидетельствуют о нестационарном режиме работы буровых насосов. При бурении под кондуктор и промежуточную колонну мощность, необходимая для промывки забоя скважины, может быть в 2—4 раза больше мощности, расходуемой при бурении под эксплуатационную колонну.

Согласно ГОСТ 16293-82, двумя основными буровыми насосами комплектуются буровые установки 3-10-го классов, предназначение для бурения скважин глубиной от 1250 до 10000 м. Буровые установки 1-го и 2-го классов для бурения скважин глубиной 600-1600 м комплектуются одним насосом. Для бурения скважин глубиной 8000-12500 м используются буровые установки 11-го класса, комплектующие тремя насосами.

Мощность, потребляемая насосом, суммируется из полезной мощности и мощности, затрачиваемой на гидравлические, объемные и механические потери в самом насосе. Отношение полезной мощности к мощности насоса определяет к.п.д. насоса:

Глубокие скважины состоят из обсадных труб различных диаметров и длины. Наибольший диаметр и небольшую длину имеет кондуктор, расположенный в верхней части, а наименьший диаметр имеет открытый ствол. Для обеспечения выноса разбуренной породы наибольшая подача раствора требуется вначале бурения ствола под кондуктор (Q _с = Q _ск).

Так как сопротивление системы прокачиванию раствора пропорционально квадрату подачи, то и давление насосов при бурении этого интервала также довольно существенное. Поэтому мощность насосов и их характеристику выбирают по этому интервалу бурения, а наибольшее давление определяется при бурении последнего интервала и небольшой подаче.

В буровых установках применяют два-три параллельно работающих насоса для бурения под кондуктор и один насос для бурения последнего интервала скважины.

Наибольшая подача одного насоса

(2.104)

где z — число насосов.

Пример 2.17. Определить необходимые подачи насосов для бурения различных интервалов скважины глубиной L_c=3000 м следующей конструкции: кондуктор глубиной L_k=400 и, диаметром d_k=0,324 м, долото D_Д1 =0,445 м; промежуточная колонна до глубины L_п=2000 м, диаметром d_п=0,245 м, долото D_д2=295 мм; открытый ствол бурится долотом диаметром D_ДЗ=0,215 м; бурильная колонна из труб d_бт=0,127 м.

Решение.

Принимаем скорости восходящего потока бурового раствора (в м/с) в затрубном пространстве при бурении: под кондуктор υ_{з 1}=0,42;

под промежуточную колонну υ_{з 2}=0,7; открытого ствола υ_{з 3}=1.

Необходимые подачи насосов (м³/с) определяем по формуле (2.98)

Площади кольцевых пространств вычисляем на различных интервалах скважины:

кондуктора

промежуточной колонны

открытого ствола

Требуемые подачи раствора при бурении:

под кондуктор

под промежуточную колонну

открытого ствола

Пример 2.18. Определить давление в нагнетательной линии насосов р_а, необходимое для прокачки бурового раствора плотностью р=1200 кг/м³ и вязкостью 100 мПа·с; конструкция скважины приведена в примере 2.17; конструкция бурильной колонны: бурильные трубы ТБПВ d_бт=0,127 м с толщиной стенки δ=9 мм; УБТ внутренним диаметром d_бт.в=0,075 м, длиной l _у6т=200 м.

Решение.

Потери давления в наземной линии

где ζ_л — коэффициент гидравлических сопротивлений, при длине трубопровода 1 м диаметром d_л=0,09 м ζ= 16-0,09^-5·10^-3=2,7-10³.

Тогда при длине трубопровода l _д=60 м потери давления при бурении

различных интервалов скважины будут (из выражения 2.103):

под кондуктор

под промежуточную колонну

открытого ствола

При постоянной длине УБТ l _убт=200 м для всех интервалов длины колонн бурильных труб будут:

при бурении под кондуктор

под промежуточную колонну

открытого ствола

По номограмме на рис. 2.23 находим потери давления на 1000 м длины бурильных труб при бурении:

под кондуктор и подаче Q_ck=0,06 м³/с получаем р_бт.к=2,5 МПа;

под промежуточную колонну и подаче Q_сп=0,039 м³/с получаем р_вт.п=1,5МПа;

в открытом стволе и подаче Q_cс =0,024 м³/с получаем р_бт.с=0,54 МПа.

Определяем потери давления в бурильных трубах при бурении:

под кондуктор

под промежуточную колонну

в открытом стволе

Потери давления в 1000 м УБТ определяем по той же номограмме для труб диаметром 89 мм, так как диаметр этих труб соответствует внутреннему диаметру УБТ d_убт.в=75 мм для тех же подач, что и при определении потерь давления в бурильных трубах:

при бурении под кондуктор ζ_убт.к=10 МПа;

при бурении под промежуточную колонну ζ_убт._п=8 МПа;

в открытом стволе ζ_убт.с=5,8 МПа.

Потери давления в УБТ будут:

при бурении под кондуктор

при бурении под промежуточную колонну

открытого ствола

Давление на долоте (в МПа) зависит от скорости истечения раствора из насадок долота и может быть определено по формуле

Для гидромониторных долот μ = 0,92, принимаем скорость υ=130 м/с, тогда

Давление раствора в нагнетательной линии насоса при бурении различных интервалов скважины:

под кондуктор

= 0,7+0,5+2+12+1 = 16,2 МПа

под промежуточную колонну

открытого ствола

Здесь Р _к – потери давления в затрубном кольцевом пространстве приняты одинаковыми для всех интервалов и равными 1 МПа, что составляет 5-7 % общих потерь.

Пример 2.19. Найти мощность буровых насосов для закачки раствора в скважину. Исходные данные приведены в примерах 2.17 и 2.18.

Решение.

Полезная мощность насосов, необходимая для бурения каждого интервала скважины (в Вт)

(VII. 36)

где Q _{н l} —подача насосов, м³/с, р _нi - давление насосов, МПа.

Полезная мощность насосов, необходимая для прокачки раствора, при бурении:

под кондуктор

под промежуточную колонну

открытого ствола

Пример2.20. Найти число насосов z_и и выбрать насос для условия примера 2.19.

Решение.

Для заданных условий из табл. 2.16 можно выбрать два насоса: насос с приводной мощностью 500 кВт и полезной мощностью N _нп=475 кВт или насос с приводной мощностью 750 кВт и полезной мощностью N_нп=650 кВт. По условиям примера 2.19 для бурения под кондуктор полезная мощность насосов N_нпк=972 кВт.

Полезная мощность, развиваемая двумя насосами:

по первому варианту

по второму варианту

Технические и паспортные характеристики буровых насосов ООО «ВЗБТ», ОАО «Уралмашзавод» приведены в табл. 2.19 и 2.20.

Таблица 2.19

Техническая характеристика буровых насосов

Параметры	ООО «ВЗБТ»	ОАО «Уралмашзавод»
НБТ-475	НБТ- 600-1	У8-6МА2	УНБТ-	УНБТ-950	УНБТ-1180	УНБТ-1600
Приводная мощность, кВт
Полезная мощность, кВт
Наибольшее давление, МПа
Наибольшая подача, дм3/с							59,7
Диаметры цилиндра, мм	110…	120…	130…	130…	140…	140…	130…
Число ходов поршня в минуту
Диаметр штока, мм
Диаметр клапана, мм
Масса насоса, кг
Мощность подпорного насоса, кВт			-
Масса подпорного насоса с приводом, кг			-
Суммарная масса насосной установки, кг
Удельная масса насоса, кг/кВт	30.5	24.2	47.4	28.0	23.9	19.9

Таблица 2.20

Паспортные характеристики буровых насосов

Диаметр поршня, мм	НБТ-475	НБТ-600-1	У8-6МА2	УНБТ-950
Идеальная подача, дм3/с	Предельное давление, МПа	Идеальная подача, дм3/с	Предельное давление, МПа	Идеальная подача, дм3/с	Предельное давление, МПа	Идеальная подача, дм3/с	Предельное давление, МПа
	-	-	-	-	51,0	10,6	-	-
	-	-	-	-	46,0	11,7	-	-
	45,0	9,3	45,0	11,1	41,3	13,0	46,0	19,4
	40,1	10,5	40,1	12,5	36,9	14,6	41,0	21,7
	35,6	11,8	35,6	14,1	32,6	16,5	36,4	24,5
	31,3	13,4	31,3	16,0	28,7	18,8	31,9	27,9
	27,2	15,4	27,2	18,4	25,0	21,6	27,8	32,0
	23,5	17,9	23,5	21,3	21,6	25,0	-	-
	20,0	21,0	20,0	25,0	-	-	-	-
	16,8	25,0	-	-	-	-	-	-

В первом случае будет недостаток мощности 972-950=22 кВт, а во втором случае будет избыток полезной мощности насосов 1300-972=328 кВт.

Для бурения второго интервала скважины требуется полезная мощность N _нп.п=670 кВт. По первому варианту должно работать параллельно два насоса с запасом мощности 950-670=280кВт. По второму варианту интервал под промежуточную колонну можно бурить и одним насосом с недостатком мощности 670—650=20 кВт, что допустимо. Поэтому второй вариант более предпочтителен, так как он допускает бурение почти всего интервала одним насосом, а второй насос будет в резерве.

Мощность двигателя привода насоса определяем из формулы (VII.29)

где η_н.а=η₀η_гη_ма; η₀=0.94 (см. пример 2.15); η_г=-0,98 (при подпорном насосе); η_ма= 0,79.

а общий к. п. д. насосного агрегата

η_н.а=

Мощность приводного двигателя для насоса с полезной мощностью 650 кВт

Примем электродвигатель постоянного тока мощностью 900 кВт.

2.4.3. Выбор и расчет пневмокомпенсатора

и предохранительного клапана

Отношение разности предельных значений мгновенной подачи к средней ее величине характеризует неравномерность подачи и называется коэффициентом неравномерности подачи, который для однопоршневого насоса одностороннего действия, согласно полученным данным, составляет

(2.104)

В двухпоршневых насосах двустороннего действия коэффициент неравномерности подачи определяется по формуле

(2.105)

где d— диаметр штока; D — диаметр поршня.

Значения коэффициента неравномерности подачи двухпоршневого насоса двустороннего действия, полученные по формуле(13.27), приведены ниже.

d/D -..................... 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6

......................... 0,35 0,41 0,48 0,58 0,65

Как видно, с увеличением отношения d/D коэффициент неравномерности подачи возрастает. Из этого следует, что в двухпоршневых буровых насосах двустороннего действия неравномерность подачи увеличивается с уменьшением диаметра сменных втулок, так как диаметр штока при этом не изменяется.

Пневмокомпенсаторы служат для выравнивания пульсаций давления, вызываемых колебаниями подачи жидкости из-за неравномерной скорости поршней в насосах.

Пневмокомпенсатор представляет собой закрытый сосуд, заполняемый сжатым воздухом либо азотом. При подаче жидкости объем газа в нем уменьшается и в результате этого начальное давление газа возрастает до рабочего давления насоса. При работе насоса объем газа в пневмокомпенсаторе периодически изменяется в пределах изменения подачи насоса за один двойной ход.

Колебание давления газа характеризуется коэффициентом неравномерности давления, значения которого при изотермическом изменении состояния газа определяются из выражения

(____)

где Δ V —изменение объема газа вследствие неравномерной подачи насоса за один двойной ход; р_ср — среднее давление газа при работе насоса; Vo — объем газа при начальном давлении; р _о— давление предварительно закачиваемого газа, принимаемое за начальное.

При работе насоса начальный объем газа в пневмокомпенсаторе изменяется обратно пропорционально давлению:

где —объемы газа при периодическом изменении рабочего давления от р _maxдо р _min, V _ср— средний объем газа при работе насоса; р _ср — среднее рабочее давление насоса.

Изменение объема газа в пневмокомпенсаторе

где Δ q — изменение подачи насоса за один двойной ход.

Отношение Δ V / V ₀ в процессе работы насоса в заданном режиме остается постоянной величиной. Из этого следует, что, согласно формуле (2.106), неравномерность давления пневмокомпенсатора можно регулировать давлением закачиваемого газа, определяющим энергоемкость пневмокомпенсатора:

u=V₀p ₀

В зависимости от предельных давлений, определяемых мощностью и подачей насоса, начальное давление в пневмокомпенсаторе устанавливается в диапазоне: 0,25 p' < p ₀<0,8 p", где р' и р" — предельное давление соответственно при минимальной (наименьшем диаметре сменных втулок) и максимальной (наибольшем диаметре сменных втулок) подаче.

Давление в пневмокомпенсаторе стабилизируется по мере приближения начального давления газа к рабочему давлению насоса. При этом достигается максимально возможное выравнивание пульсаций давления и скорости жидкости, нагнетаемой в бурильную колонну.

Для предохранения газа от утечек и растворения в прокачиваемой жидкости пневмокомпенсаторы снабжаются разделителем диафрагменного либо поршневого типа.

В инструкции по эксплуатации бурового насоса указывается тип пневмокомпенсатора и представляется график установки начального давления в пневмокомпенсаторе в зависимости от рабочего давления на выходе насоса на каждом интервале бурения скважины.

Предохранительные клапаны

Предохранительные клапаны предназначены для ограничения повышения давления жидкости сверх установленной величины с целью предотвращения аварий в насосном агрегате и нагнетательной линии от перегрузок, а также обеспечения безопасности работ. Предохранительные клапаны действуют эпизодически, например при образовании пробок, ошибочном пуске насоса при закрытых задвижках и в других подобных случаях, вызывающих чрезмерное увеличение давления насосов. Поршневые насосы почти не снижают подачу жидкости при возрастании сопротивлений в нагнетательной линии. Поэтому в поршневом насосе для безопасного выхода промывочной жидкости в случаях превышения предельного давления обязательно должен быть предохранительный клапан.

В буровых насосах используются предохранительные клапаны диафрагменного (пластинчатого) типа (рис. 2.25), рабочая^: часть которых представляет собой герметично закрепленную по наружному контуру пластину 9, воспринимающую давление промывочной жидкости. При повышении давления сверх заданного значения диафрагма срезается кромками зажимного калиброванного кольца 11. В буровых насосах используются диафрагмы из листовой латуни марки Л62 толщиной 0,4—0,5 мм и наружным диаметром 88±0,5 мм.

Диаметр отверстия зажимного кольца определяется из условия

откуда

где d — диаметр отверстия кольца, закрываемого пластиной, мм; s — толщина пластины, мм; τ_ср— предел прочности на срез материала пластины, МПа; р — предельное давление, МПа.

Согласно опытным данным, установлено, что среднестатистическое значение предела прочности на срез пластин из латуни Л62 составляет 2,3 МПа.