Размещено на http://www.allbest.ru/

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Пермский государственный технический университет

Горно-нефтяной факультет

КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА

По дисциплине: «Гидромашины и компрессоры»

Проверил: доцент А.А. Кукьян

Пермь 2012

1. Задачи

Задание 1

Вычислить коэффициент и степень неравномерности подачи поршневого (плунжерного) насоса, у которого z цилиндров, i рабочих камер. Поршень (плунжер) насоса совершает n двойных ходов в единицу времени, ход поршня L, диаметр цилиндра D, диаметр штока d, отношение длины кривошипа к длине шатуна (относительная длина кривошипа) составляет л, угол развала между кривошипами смежных поршней (плунжеров) - б.

Числовые значения исходных данных для расчета приведены в таблице 1.

Таблица 1

Наименование данных, единица измерения	Значение
Число цилиндров z, шт	2
Число рабочих камер i, шт	4
Число двойных ходов поршня n, ход/мин	65
Ход поршня L, мм	400
Диаметр цилиндра D, мм	160
Диаметр штока d, мм	75
Относительная длина кривошипа л, д. ед.	0,25
Угол развала между кривошипами смежных поршней (плунжеров) б град	90

Решение: Коэффициент неравномерности подачи вычисляется по формуле:

,

где , и - максимальная, минимальная и средняя мгновенная теоретическая подача насоса соответственно.

Степень неравномерности подачи насоса определяется соотношением:

.

Насос - горизонтальный двухилиндровый поршневой (плунжерный) двухстороннего действия (так как ). Определим среднюю мгновенную теоретическую подачу насоса

,

где

- площадь поршня насоса.

Тогда

=0, 0174 м³/с.

Для определения максимальной и минимальной мгновенных теоретических подач насоса необходимо построить график подачи насоса. Мгновенную теоретическую подачу насоса определим, суммировав мгновенные теоретические подачи цилиндров насоса. Мгновенную теоретическую подачу первого цилиндра определим по формуле:

,

где - скорость перемещения поршня насоса; - площадь сечения рабочей камеры насоса.

,

где - длина шатуна насоса; ц - угол поворота кривошипа; щ - угловая скорость кривошипа.

Тогда

.

Площадь рабочей камеры насоса при 0ЈјцЈј и при ЈјцЈј2 .

Значит при 0ЈјцЈј

Теоретическую подачу второго цилиндра насоса определим аналогично с учетом угла развала между соседними кривошипами. Результаты расчетов приведены ниже в таблице 2.

Таблица 2

Угол поворота кривошипа, град	Мгновенная теоретическая подача, м3/с
	первого цилиндра	второго цилиндра	насоса
	1 кам	2 кам	1 кам	2 кам
0	0		0		0,017107
30	0,01365		0,01365		0,017107
60	0,02364		0,02364		0,029631
90	0,02731		0,02731		0,034215
120	0		0		0,029631
150	0		0,01365		0,34214
180	0		0,02364		0,029631
210	0		0,034215		0,034215
240	0		0,029631		0,029631
270	0		0,017107		0,34214
300	0		0		0,029631
330	0		0		0,034215
360	0		0		0,029631

По результатам расчетов (данным таблицы 2) строим график подачи насоса.

Как видно из рис. 1 и таблицы 2 м³/с и м³/с.

Тогда

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1. График подачи насоса.

Задание 2

Проверить условия всасывания поршневого насоса, если известно, что высота его установки над уровнем жидкости в приемном резервуаре открытого типа равна z. Поршень насоса при длине хода L совершает n ходов в единицу времени, диаметр цилиндровых втулок D. Длина всасывающей линии l_вс, а её диаметр d_вс. Перекачиваемая жидкость имеет плотность с и температуру t^оС. Потери напора во всасывающем клапане составляют h_кл. Исходные данные для расчета приведены в таблице 3.

Таблица 2

Наименование данных, единица измерения	Значение
Высота установки насоса z, м	0,4
Длина всасывающего трубопровода lвс, м	2,6
Диаметр всасывающего трубопровода dвс, м	0,15
Диаметр цилиндровых втулок насоса D, мм	100
Длина хода поршня L, мм	300
Число ходов n, с-1	1,1
Плотность жидкости с, кг/м3	1000
Температура перекачиваемой жидкости tо , С	20
Потери напора во всасывающем клапане hкл, м	2,3
Перекачиваемая жидкость	вода

Рис. 2. Схема установки насоса.

Решение: Воспользуемся условием безкавитационной работы поршневого (плунжерного) насоса:

,

,

где - минимальное абсолютное давление во всасывающем коллекторе насоса; - абсолютное давление над уровнем жидкости в резервуаре, так как резервуар открыт, то =100 кПа; h - потери напора во всасывающей линии в начале хода поршня, так как насос на всасывающей линии не оборудован пневмокомпенсатором, то h = 0; - инерционный перепад давления; - потери давления во всасывающем клапане; - давление паров жидкости; - гарантийный противокавитационный запас давления.

Определим инерционный перепад давления

,

где - ускорение жидкости во всасывающем трубопроводе.

,

где - ускорение поршня насоса; , - площадь поперечного сечения поршня насоса и всасывающего трубопровода соответственно.

Ускорение поршня насоса максимально в начале хода поршня, тогда

,

где - длина шатуна насоса; щ - угловая скорость кривошипа.

 ; ; ; ;

Тогда ускорение поршня насоса

=1,790 м²/с.

Ускорение жидкости во всасывающем трубопроводе

= 0,796 м²/с.

Инерционный перепад давления

= 2069,6 Па.

Потери давления во всасывающем клапане

= 22563 Па.

Минимальное абсолютное давление во всасывающем коллекторе насоса

= 71443,4 Па.

Из Приложения 1 определим давление паров жидкости

2380 Па.

Из Примечания 2 к таблице с исходными данными к задаче

кПа.

или .

Значит условие всасывания насоса нормальное.

Задание 3

Произвести гидравлический расчет насосной установки для перекачки нефти с расходом Q, если известно, что всасывающий трубопровод насоса, присоединенный к заборному резервуару на глубину а от свободной поверхности, имеет длину l_вс, два плавных поворота и обратный клапан с сеткой. Нагнетательный трубопровод длиной l_нг имеет восемь плавных поворотов, обратный клапан и две задвижки. Максимальная высота взлива нефти в напорном резервуаре равна h_н, а избыточное давление над её поверхностью p₁ = 196,2 Па. поверхность земли в пункте установки напорного резервуара возвышается над поверхностью земли, где установлен заборный резервуар, на H_г.

Перекачиваемая жидкость имеет вязкость н и плотность с при температуре 10^о С.

Полагая, что насосная станция работает круглосуточно, необходимо определить диаметр всасывающего и напорного трубопроводов - d_вс и d_нг, высоту расположения насосов относительно уровня нефти в заборном резервуаре, считая, что абсолютное давление над её поверхностью (р₂) равно 40 кПа, полный напор насоса, тип и марку насоса для подачи заданного количества жидкости, мощность и тип электродвигателя.

Исходные данные для расчета приведены в таблице 4.

Таблица 4

Наименование данных, единица измерения	Значение
Производительность насоса Q, м3/ч	210
Глубина присоединения всасывающего трубопровода а, м	2,0
Длина всасывающего трубопровода lвс, м	12
Длина нагнетательного трубопровода lнг, м	2000
Высота нефти в напорном резервуаре равна hн, м	11
Геодезическая разность отметок Hг, м	90
Вязкость нефти н, м2/с	0,35
Плотность нефти с, кг/м3	895
Избыточное давление над поверхностью нефти в напорном резервуаре p1, Па	196,2
Абсолютное давление над поверхностью нефти в заборном резервуаре p2, кПа	40

Рис. 3. Схема насосной установки.

Решение: Для перекачки жидкости данной вязкости с данным расходом должен применяться центробежный насос (см. Приложение 3).

Определим диаметры всасывающего и напорного трубопроводов. Из указаний к выполнению задачи:

м/с и м/с.

Тогда

.

м и м.

По ГОСТ 8732 - 78 выбираем для всасывающего трубопровода трубы 426х9 с внутренним диаметром d_вс = 0,408 м и для напорного трубопровода 325х9 с внутренним диаметром d_нг = 0,307 м.

Уточним скорости движения нефти в трубопроводах

.

= 1,26 м/с; = 2,23 м/с.

Определим режимы течения жидкости в трубопроводах, Для этого вычислим числа Рейнольдса в трубопроводах

.

=30542.

= 22981.

Так как Јѕ2320 и Јѕ2320, то режим течения в обоих трубопроводах турбулентный (2320 - критическое число Рейнольдса).

Коэффициент гидравлического трения определим по формуле Блазиуса:

.

= 0,0239; = 0,0257.

Определим потери напора в трубопроводах.

Всасывающий трубопровод насоса имеет длину l_вс, два плавных поворота и обратный клапан с сеткой. Значит

,

где и - коэффициенты местного сопротивления плавных поворотов и обратного клапана с сеткой соответственно (из Приложения 2).

= 0,542 м.

Нагнетательный трубопровод длиной l_нг имеет восемь плавных поворотов, обратный клапан и две задвижки.

,

где - коэффициент местного сопротивления задвижки (из Приложения 2).

= 44,768 м.

Составим уравнение Бернулли для всасывающего трубопровода

,

где - абсолютное давление на входе насоса.

За нулевую отметку взят уровень поверхности земли, где установлен заборный резервуар.

Пусть = 1,0 м. Тогда

.

Откуда = 43311 Па (абсолютное давление на входе в насос).

Составим уравнение Бернулли для напорного трубопровода

,

где - абсолютное давление на выходе из насоса; - атмосферное давление, = 100 кПа.

За нулевую отметку взят уровень поверхности земли, где установлен заборный резервуар.

.

Откуда = 1371252 Па (абсолютное давление на выходе из насоса).

Напор, создаваемый насосом

= 151,25 м.

Полезная мощность насоса

= 77465 Вт.

Так как характеристики насосов приводятся для работы на воде, то их необходимо пересчитать для работы на вязкой жидкости.

= 15832.

По номограмме Ляпкова(Уч.:Касьянов В.М. Гидромашины и компрессоры, стр.44)

Выбираем 2 насоса ЦНС 105-196 включенных параллельно (Из таблицы 4 Приложения 4), у которого К_н =0,74 (КПД насоса 74 %) и высота всасывания h_кр = 5,5 м.

Приводная мощность установки (2 насоса)

= 149546 Вт.

Для привода насосов выбираем 2 электродвигателя AB 250M2 (Электродвигатели взрывозащищенные серии АВ: двигатели трехфазные с короткозамкнутым ротором предназначены для продолжительного режима работы от сети переменного тока частотой 50 Гц номинального напряжения 660/380 В для внутренних и наружных установок взрывоопасных видов производств химической, газовой, нефтеперерабатывающей и других видов промышленности) с частотой вращения 3000 об/мин и мощностью 90 кВт (? N 160кВт).

Проверим условие всасывания насоса. Воспользуемся условием безкавитационной работы центробежного насоса:

,

где - абсолютное давление над уровнем жидкости в резервуаре, =40 кПа; - критическое давление при котором происходит кавитация в насосе (срыв режима всасывания); - давление паров жидкости (из Приложения 1 при 10 град = 5750 Па); А - коэффициент противокавитационного запаса.

= 48290 Па.

,

где а - коэффициент, зависящий от h_кр, а = 1,2; К_ф.к. - коэффициент формы колеса (рабочего), К_ф.к. = 1,1; К_ж - коэффициент природы жидкости, К_ж = 0,89.

Тогда

.

Или - условие безкавитационной работы центробежного насоса не выполняется. Определим z, при котором условие безкавитационной работы центробежного насоса будет выполняться.

.

Откуда м (Это означает что для подавления кавитации требуется подпор, что практически возможно, насос необходимо будет установить ниже уровня жидкости опорожняемой ёмкости на 3,1 м).

Задание 4

Рассчитать и построить характеристики турбины турбобура и по заданным размерам ступени турбины, числу ступеней К и расходу Q промывочной жидкости, исходя из данных, приведенных в таблице 5.

Таблица 5

Наименование данных, единица измерения	Значение
Число ступеней К, шт	99
Расход промывочной жидкости Q 10-3 м3/с	42
Плотность жидкости с, кг/м3	1250
Средний диаметр турбины Dср, мм	146,5
Радиальная длина лопатки l, мм	19,5
Конструктивные углы выхода потока б1к = в2к, град
Конструктивные углы выхода потока б2к = в1к, град	900



Рис. 4. Схема ступени турбины турбобура.

Решение: Определим осевую скорость движения жидкости:

,

где - объемный КПД, из указаний к решению задачи ; - коэффициент стеснения проточной части, принимаемый равным 0,9.

= 4,94 м/с.

Определим максимальную величину окружной скорости

= 8,39 м/с.

Определим максимальную величину угловой скорости

= 114,54 рад/с.

Определим максимальную частоту вращения турбины турбобура

= 18,24 об/с = 1094,4 об/мин.

Момент и мощность на валу турбины турбобура определим по их индикаторным значениям и механическому КПД, то есть

,

где , - индикаторные значения момента и мощности турбины турбобура; - механический КПД, при оптимальном режиме изменяется в пределах 0,80…0,85.

С учетом механического КПД выражения для момента и мощности турбины турбобура примут вид

.

.

В эти формулы частоту вращения надо поставлять в об/мин.

= 78531,19 Вт.

Результаты расчетов моментов и мощностей турбины турбобура приведены ниже в таблице 6.

Таблица 6

Частота вращения вала турбины турбобура n, об/мин	Момент на валу турбины турбобура М,	Мощность на валу турбины турбобура N, Вт
0	2736	0
100	2486	26053
200	2236	46867
300	1986	62440
400	1736	72773
500	1486	77866
600	1236	77720
700	986	72333
800	736	61706
900	486	45840
1000	236	24733
1094	1	115

По данным таблицы 6 строим характеристику турбины турбобура (см. рис. 5).



Задание 5

Произвести расчет и дать схему объемного гидропривода возвратно-поступательного движения при следующих данных: необходимое полезное усилие, передаваемое рабочему органу, Р; длина хода поршня L_п; средняя скорость движения рабочего органа .

Трубопровод гидросистемы длиной l_г имеет n резких поворотов на 90⁰, два колена с плавным изгибом на 90⁰ и радиусом закругления , один предохранительный клапан и золотник управления. В качестве рабочей жидкости используется масло АМГ10.

Числовые значения исходных данных приведены в таблице 7.

Таблица 7

Наименование данных, единица измерения	Значение
Полезное усилие, передаваемое рабочему органу Р, кН	15
Ход поршня силового гидроцилиндра Lп, м	0,6
Средняя скорость движения рабочего органа , мм/мин	400
Длина трубопровода гидросистемы lг, м	15
Число резких поворотов трубопровода гидросистемы n, шт	3

Решение: Начертим схему объемного гидропривода, которая приведена ниже на рис. 3.

Масло АМГ10 (Гидравлическое масло АМГ-10 применяется в гидросистемах авиационной и наземной техники, работающей в интервале температур окружающей среды от - 60 до 55°С. ГОСТ 6794-75 Вырабатывается на основе глубокодеароматизированной низкозастывающей фракции, получаемой из продуктов гидрокрекинга парафинистых нефтей и состоящей из нафтеновых и изопарафиновых углеводородов. Содержит загущающую и антиокислительную присадки, а также специальный отличительный органический краситель.) при температуре 40⁰С имеет динамическую вязкость м =11,5 мПа•с и плотность с = 750 кг/м³.

Выберем силовой гидроцилиндр ГЦ 80.600.12.000 с диаметром цилиндра (поршня) D = 80 мм, штока поршня d = 45 мм, с длиной хода L_п = 600 мм и с максимальным рабочим давлением 12 МПа.

Определим расход масла в силовом гидроцилиндре, необходимый для перемещения поршня гидроцилиндра с заданной скоростью

м³/с.

Определим подачу насоса

м³/с.

Выберем для трубопровода гидросистемы трубы с диаметром d_тр = 8 мм.

Определим скорость движения масла в трубопроводе гидросистемы

 = 0,5 м/с.

Определим режим течения масла в трубопроводе гидросистемы. Для этого вычислим числа Рейнольдса

= 261.

Так как Јј 2320 , то режим течения масла в трубопроводе гидросистемы ламинарный (2320 - критическое число Рейнольдса).

Коэффициент гидравлического трения определим по формуле:

= 0,25.

Определим потери напора в трубопроводе гидросистемы:

Трубопровод гидросистемы длиной l_г имеет n резких поворотов на 90⁰, два колена с плавным изгибом на 90⁰ и радиусом закругления , один предохранительный клапан и золотник управления.. Значит

,

где ,, и - коэффициенты местного сопротивления резких поворотов, плавных поворотов, предохранительного клапана и золотника управления соответственно (из Приложения 2).

= 0,57 м.

Определим давление в силовом гидроцилиндре, переходящее в полезное усилие всасывание поршневой насос перекачка

= 4,368 МПа.

Определим мощность силового гидроцилиндра

= 142,3 Вт.

Рис. 3 Схема объемного гидропривода

Определим давление насоса

= 4,372 МПа.

Определим мощность насоса

= 158 Вт.

Определим время одного хода поршня

90 с.

2. Теоретический вопрос

2.1 Что представляет собой характеристика «турбобур-долото-забой», и каковы её основные свойства

Характеристика системы «турбобур--долото--забой»

Часть крутящего момента турбины затрачивается на преодоление трения в пяте и в радиальных опорах, а при искривлении вала и корпуса также на трение ротора о статор. Момент сил трения зависит от качества сборки и регулировки турбобура. При расположении осевой опоры в шпинделе (турбобуры ЗТСШ и АШ) или в нижней части вала нижней секции уменьшается или исключается продольный изгиб вала под действием осевой нагрузки на долото, уменьшается нагрузка на радиальные опоры и снижаются потери на трение в этих опорах.

Вследствие механических потерь характеристика турбобура (на долоте) отличается от характеристики турбины. При использовании опор качения указанное различие сравнительно небольшое, поскольку главная часть механических потерь в пяте существенно снижена. Другие потери имеют значение только при кривизне вала и корпуса, превышающей допускаемые нормы, а потери на трение ротора о статор увеличиваются при сильно изношенных радиальных опорах, когда зазоры в них становятся равными радиальным зазорам в турбине.

В турбобуре с резинометаллическими подшипниками при одной и той же характеристике турбины форма кривых характеристики турбобура может быть весьма различной в зависимости от условий взаимодействия до/юта и разбуриваемой породы, вследствие чего она называется также характеристикой системы турбобур--долото--забой (ТДЗ). Рассмотрим факторы, определяющие эту характеристику.

Момент силы трения в пяте



Здесь -- коэффициент трения в пяте; -- приведенный радиус трения,

;

и - наружный и внутренний радиусы трущихся поверхностей.

Верхний знак в формуле крутящего момента относится к случаю, когда бурильная колонна поддерживает ротор верхними поверхностями подпятников (Т + G > R), а нижний -- к случаю, когда к гидравлической силе приплюсовывается сила тяжести нижнего участка бурильной колонны (Т + G < R) с нагружением нижних поверхностей подпятников.

Крутящий момент турбобура, передаваемый долоту,

М_Т = М_к - М_n - М₀,(6.10)

где M_k -- момент k-ступенчатой турбины; М₀ -- момент сил трения в радиальных опорах и трения ротора о статор.

Момент на долоте приблизительно пропорционален нагрузке на долото:

M_Д = M_y R ,(6.11)

где М_у -- удельный момент, зависящий от крепости разбуриваемой породы, конструкции и состояния долота, условий промывки забоя, а также от частоты вращения долота. При равномерном вращении долота М_Т = М_Д.

Примем, что зависимость момента турбины от частоты вращения линейная:

,

где k -- число ступеней, и исключим из (6.10) и (6.11) нагрузку R, пренебрегая для простоты небольшим моментом М₀. После преобразований получим уравнение момента турбобура:

.

Обозначим безразмерные величины:

; .

Формула крутящего момента на долоте представлена так:

.(6.12)

Чтобы изучить особенности полученной зависимости, примем, что удельный момент трения в пяте , удельный момент на долоте , а следовательно, ц и s -- величины постоянные. Зависимость (6.12) графически представляется двумя прямыми, пересекающимися в точке В (рис. 6.6, а) на прямой 1-- 1. линия А'В соответствует условию R > Т + G (знак +), а линия ВС - условию R < Т + G (знак -). В точке В справедливо условие Т + G = R_B, когда пята разгружена.

Угол наклона прямой ВС` зависит от коэффициента ц. При ц < 1 Мy > , т. е. когда удельный момент сопротивления забоя больше удельного момента трения в пяте, линия ВС` наклонена вправо от вертикали. При ц > 1 М_у < , в этом случае линия ВС` наклонена влево. Промежуточный случаи: ц=1, My= линия ВС вертикальная.

В действительности величины ц и s не постоянные, а зависят от нагрузки на пяту и частоты вращения вала. Поэтому линии АВ и ВС не прямые, а кривые. Отрезки ординат, заключенные между линией 1--/ и кривой ABC (момента на долоте), соответствуют моменту трения в пяте, а отрезок ОС -- частоте холостого вращения турбины п_х при подъеме турбобура с забоя.

Положение точки В определим из условия, что уравнение (6.12) при использовании любого знака дает одинаковый результат:

,

Где

Параметр , отражающий комплексную взаимосвязь турбобура (k, M_max, G, Т), долота и забоя (М_у), равен ординате точки В. На рис 6.6, б кривые момента на долоте относятся к нескольким значениям удельного момента М_у. Точки разгрузки пяты тем ближе к тормозному режиму, чем больше значение М_у.

Характер изменения кривой момента на ее ветвях зависит от закономерности изменения величин ц и s. В частности, положение точки С зависит от того значения S_x, которое оно имеет при холостом режиме: n_x/n_max -- 1 -- S_x.

Графики забойной мощности даны на том же рис. 6.6, б. Они показывают, что максимум мощности турбобура не совпадает с максимумом мощности турбины и может быть смещен от него в любую сторону в зависимости от типов турбобура, долота, породы, а также от расхода жидкости (расход жидкости влияет потому, что Т и Mmax в выражении П зависят от расхода, a G не зависит от него)^..

В практике бурения возможны следующие варианты характеристики ТДЗ (см. рис. 6.6, б):

1) Щ < 1/2; n_в > n_max /2 (точки а и b).

Этот случай характерен для бурения твердых пород;

2) Щ > 1/2; n_в < n_max/2 (точка d), что бывает при бурении слабых пород;

3) Щ = 1/2; n_в -- n_max/2 (точка с).

В этом случае максимумы мощностей турбобура и турбины приблизительно совпадают, причем (Т + G) М_у = kM_max/2.

2.2 Средства изменения нагрузочной характеристики турбобура

Опыт бурения показывает, что левая часть графика характеристики турбобура (см. рис. 6.6, а) не используется вследствие неустойчивости вращения долота. Одна из причин этого -- пологость кривой момента турбобура, обусловленная потерями на трение в резинометаллической пяте.

Изменение момента сопротивления вращению долота М_Д на забое при постоянной осевой нагрузке с увеличением частоты вращения представляется некоторой кривой, называемой механической характеристикой долота. В точке пересечения этой кривой с линией момента турбобура определяется частота равномерного вращения долота. В зависимости от значения R пересечение возможно с правой, левой или с той и другой ветвями линии момента М_т (рис. 6.7, а).

Исследуем режимы работы системы турбобур--долото на устойчивость, рассмотрев малые отклонения параметров режима. Предположим, что кривая М_т наклонена больше, чем М_Д, т. е. dM_{Д /} dn > d M_{Т /} dn. Допустим далее, что вследствие временного увеличения сопротивления на долоте частота вращения его несколько снизилась. С восстановлением значения сопротивления (точка Е₁) вследствие избытка движущего момента турбобура над моментом сопротивления долота турбина будет разгоняться и режим вращений сохранится. Если частота вращения увеличивается (точка Е₂), то в результате недостатка движущего момента турбины частота вращения вала замедлится. Следовательно, режим работы в точке Е устойчивый.

Теперь рассмотрим точку D. Случайное ускорение вращения вала (точка D₂) приводит к разгону турбины и дальнейшему переходу в устойчивый режим (в точке Е, расположенной на правой ветви линии М_т), а случайное замедление (смещение в точку D₁ -- к остановке турбобура вследствие нарастающего недостатка вращающего момента по отношению к моменту на долоте. Таким образом, если dM_{Д /} dn < d M_{Т /} dn, то режим вращения неустойчивый.

Между тем технология бурения шарошечными долотами требует, чтобы турбобур мог устойчиво работать при небольшой частоте вращения. Поэтому желательно, чтобы зависимость п -- М у турбины была нелинейной с повышением крутизны линии моментов в области тормозного режима.

Для придания нагрузочной характеристике турбины такого качества существует несколько способов. Один из них -- регулирование расхода жидкости с уменьшением его при разгонных режимах и увеличением при тормозных. Для осуществления этого способа используют наземные или забойные средства. В качестве наземных можно использовать буровые насосы с бесступенчатым регулированием подачи. Наиболее приемлема для работы в системе с регулируемой подачей высокоциркуляционная турбина, замедление вращения которой сопровождается снижением перепада давления в ней и, следовательно, падением давления на вы-киде насоса. Если характеристика насоса такова, что снижение давления вызывает увеличение подачи, то при торможении турбины увеличивается крутизна кривой п--М.

Непосредственно на забое скважины расход жидкости можно регулировать с помощью перепускных клапанов, эжекторных мультипликаторов расхода или систем с разделением потока. Перепускной клапан устанавливается в полом валу турбобура или над турбобуром в специальной приставке. При настройке клапана на постоянный перепад давления, равный перепаду давления в турбине при тормозном режиме, характеристика турбины графически выглядит так, как представлено на рис. 6.4, б. Как видно, линия момента круто изогнута вверх к точке тормозного режима. Перепускные клапаны подвержены быстрому эрозионному износу, вследствие чего этот способ регулирования широкого применения не получил.

Для изменения нагрузочной характеристики в турбобурах типа А7ГТШ, А6ГТШ используют систему гидродинамического торможения. Сущность способа состоит в том, что на валу турбины устанавливается многоступенчатый гидравлический тормоз (ГТ). Венцы статора и ротора тормоза имеют прямые лопатки, установленные вдоль оси турбины, которые почти не оказывают сопротивления при остановке турбины. Линия момента М_гт, поглощаемого ступенями ГТ, приблизительно линейная, так что суммарная нагрузочная характеристика турбины получается также линейной (рис. 6.7, б). Суммарный максимальный момент турбины сохраняется, но рабочая частота вращения, соответствующая половине kM_max, существенно снижается, а крутизна нагрузочной характеристики увеличивается. Эту крутизну можно регулировать варьированием числа ступеней ГТ.

Список литературы

1.Касьянов В.М. Гидромашины и компрессоры Учебник для вузов. М.:Недра 1981

2.Караев М.А. Гидравлика буровых насосов М.:Недра 1983

3.Калекин А.А. гидравлика и гидравлические машины. М.: Мир 2005

4. http://nasos.tula-oblast.ru

5. www.energoxm.ru

Размещено на Allbest.ru

...