Тандем - 2, шлакоблочные станки, бетоносмесители


Производство оборудования и технологии
Рубрики

Влияние температуры и давления на работу буровых насосов и других элементов наземной части циркуляционной системы

Для осуществления запланированных режимов бурения, осо­бенно при работе турбобурами и гидромониторными долотами, важное значение приобретает систематический контроль за рас­ходом Q бурового раствора. На практике о расходах часто судят по подаче насосов, исходя из следующей зависимости:

Q = а (2<в — со ) , (IX.76)

где со — площадь поршня; со’ — площадь поперечного сечения што­ка; S — длина хода; п — число двойных ходок поршня в 1 мин; а — коэффициент подачи насоса, который определяется как от­ношение фактической подачи к теоретической.

С. А. Абдурашитов установил, что зависимость между коэффи­циентом а и давлением может быть выражена эмпирической фор­мулой типа

а = а — Ьр. ‘ (IX.77)

.При этом считалось, что средние значения а = 0,90—0,95 при ра­боте с промывкой водой и а = 0,8—0,85 при работе с промывкой глинистыми растворами (С. А. Абдурашитов, Р. И. Шищенко, К. А. Ибатулов и др.). •

Однако в настоящее время условия проводки скважин сущест­венно изменились, глубины бурения увеличились более чем в 2 раза, появились новые конструкции скважин и новые типы бу­ровых насосов, способных развивать давление до 15—20 МПа. Тем не менее определение значений а для насосов У8-4 и У8-7 показало, что, как и при исследованиях прошлых лет, зависимость между коэффициентом а и давлением получается прямолинейной, но с различным, однако, наклоном прямых. Так, соответствующая •обработка данных позволила найти [34], что для насосов У8-4 зависимость между коэффициентом а и давлением (в МПа) при­жимает следующий конкретный вид: ’

а = 0,0785 — 0,143-10-»р. (IX.78)

" Как вытекает из этого выражения, коэффициент подачи за­метно уменьшается с увеличением давления и только при неболь­ших рабочих давлениях (до 2 МПа) приближается к общеприня­тому его значению, равному 0,8. Пренебрежение этим обстоятель: •ством может привести к серьезным ошибкам. Так, например, если циркуляция осуществляется при давлении 13 МПа, то фактиче­ское значение коэффициента а равно 0,6 и в соответствии с таким значением коэффициента а истинное значение расхода по формуле (IX.78) будет равно 30 л/с. Между тем определение расхода с использованием общепринятого значения коэффициента подачи 0,8 завышает расход на 10 л/с. Иначе говоря, при расчете коэф­фициента подачи без учета влияния давления погрешность в оп­ределении фактического расхода составляет 33 %. В свою очередь, эта погрешность приводит к неправильному определению мощно­сти турбобура почти в 2,5 раза. Надо полагать, что очень часто, именно этим обстоятельством следует объяснять несоответствие фактической характеристики турбобура ее расчетному значению. Это важно учитывать и при работе с гидромониторными долотами, эффективность которых находится в прямой зависимости от фак­тической скорости истечения струи из сопел, т. е. от расхода.

При работе на насосах У8-7М зависимости a=i(p) также по — .лучаются прямолинейными, причем данные для этих насосов :настолько близко совпадают между собой, что могут быть выра­

жены одной прямой. Однако эта прямая не совпадает с прямой для насоса У8-4 (рис. 59). Прямые построены по средним данным графиков, имеющихся в работах [34] и [31].

ос

1,0

0,8

0,6

0,0

Используя аппарат математической статистики, М. А. Караев [31] для насосов У8-7М вместо зависимости a = f(p) получил зави­симость между а и такими свойствами жидкости, как удельный вес у и вязкость Т$ по СПВ-5. При общем коэффициенте корреля­ции R = 0,926 эта зависимость вы­глядит следующим образом: а= 1,267 — 0,284? — 0,000 556Тй.

(IX. 79)

—х—2

__i * I 1 I I i i _1

О 6 8 10 12 10 Юр^Ша

Рис. 59. Зависимость коэффициента подачи буровых насосов от давления по опытным данным:

1 — для насосов и У8=7М [31]; 2 — для

насосов У8=4 [34]

Из выражения (Х.8) следует, что с увеличением удельного ве­са у и вязкости коэффициент а будет уменьшаться. Следует от­метить, что корреляционный ана­лиз, выполненный автором в ра­боте [31], показал, что коэффи­циент подачи а зависит от удель­ного веса и вязкости по СПВ-5 в гораздо большей степени, чем от давления. А позднее [6] им по­казано, что д^ля практических расчетов можно пользоваться еще более простой зависимостью, а именно:

а= 1,33 — 0,35у. (IX.80)

Зависимость коэффициента а от вязкости и удельного веса осо­бенно важно иметь в виду, рассматривая работу насосов в условиях бурения на большие глубины, когда температурный фактор может оказать существенное влияние на изменение этих свойств, а зна­чит, и на коэффициент подачи. Поэтому необходимость продолже­ния исследований в данном направлении представляется совер­шенно очевидной, причем в будущих исследованиях целесообразно рассматривать изменение коэффициента подачи не от вязкости по СПВ:5, а от структурной вязкости т] и динамического напряжения сдвига то. •

Кроме того, при давлениях на насосах порядка 20—30 МПа и определении коэффициента подачи необходимо учитывать также изменение объема бурового раствора под влиянием высоких тем­ператур и давлений, используя коэффициенты и (см. гл. II).

Согласно И. Г; Есьману, коэффициент а должен быть пред­ставлен в виде произведения a = aia2, где a’i — коэффициент, учи­тывающий потери объема Жидкоети от запаздывания закрытия клапанов и наличия газа в цилиндре; аг — коэффициент, учитыва­ющий утечки через неплотности и зазоры. Величина неплотностей и зазоров зависит от качества уплотнителей и точности пригонки отдельных деталей гидравлической, части. В процессе эксплуата­ции насоса под воздействием различных факторов величина за­зоров может возрасти, особенно при перекачке буровых растворов,.

в которых содержатся различные щелочи, химические реагенты и другие, активные добавки. Кроме того, утечки через неплотности могут увеличиваться за счет снижения вязкости в связи с ростом температуры.

В результате значительных давлений и сил трения в теле уплотнительной манжеты возникают напряжения, в результате ко­торых она деформируется, что приводит к увеличению неплот­ностей.____

TOC o "1-5" h z Износу манжеты способствует *ср°с. ‘ 1

тепло, которое выделяется при работе поршня. Как показали эк — 150 спериментальные исследования

В. М- Литвинова, выполненные им ;

на специальном стенде [39], при работе поршня диаметром 150 мм с промывкой водой и при давлении t00

10 МПа выделяется до 4 кДж/с теп­ла. При работе с использованием _

глинистого раствора это количество / тепла несколько меньше. Хотя это тепло ‘ отводится перекачиваемой жидкостью, тем не менее из-за пло — 5С хой теплопроводности резины внут­ри поршня могут создаваться очаги повышенной температуры, на уча­стке которых и может возникнуть ри£ 60 3ависимость средней

тепловая перегрузка манжеты свы — температуры на поверхности тре-

ше допустимой нормы. ния от температуры глинистого

Тем же автором было выявлено, ’ раствора:

что температура в теле опорной i—p=i5 Mnaj,=g МПа: 3~ манжеты при 20 МПа оказалась >

на 12 °С выше температуры бурового раствора. .

Г. Р. Иоаннесян, Я. С. Мкртычан, А. А. Петросянц считают, что поршень у разделительного пояска изнашивается исключи­тельно под воздействием высоких температур. На рис. 60 приве­дена зависимость средней температуры на поверхности трения при различных давлениях на выкиде насоса. Из рис. 60 видно, что существенное влияние температуры глинистого раствора на тем­пературу поверхности трения заметно только при низких давле­ниях нагнетания, а при высоких давлениях оно практически ис­чезает. Поэтому авторы считают, что во .время эксплуатации буровых насосов типа У8-4 при давлениях нагнетания свыше 10 МПа большого влияния на срок службы поршня температура бурового раствора не окажет.

Нет сомнения, что дальнейшие исследования по изучению теп­лового режима позволят точнее определять температуру на раз­личных участках насоса и тем самым сделают возможным обосно­ванный выбор новых конструктивных решений отдельных узлов

уплотнений и изыскания материалов, способных выдерживать вы­сокие температуры и давления.

В заключение, опуская подробности вывода [56], приводим — формулу (IX.81), предназначенную для определения давления на насосе, которая в отличие от ранее известных, основана на обоб­щении промысловых данных с помощью критериального много­факторного анализа и представляет собой по сути дела уравнение регрессии: •

г — 10б = 29,14 — 3,22 (у — 0,32*), (IX. 81)

где

П

■ г = pRDQ2yH; рн = J] pt; у = DQ/TS; x = L/D.

1=1

Здесь pi — перепад давления на i-м участке или в i-местном со­противлении канала циркуляционной системы; D — диаметр ство­ла скважины, равный диаметру долота и определяемый его услов­ным номером; Q — расход бурового раствора; у—удельный вес бурового раствора; Н — глубина скважины, м; Т5—вязкость по СПВ-5; L — длина утяжеленных бурильных труб.

Коэффициент множественной корреляции оказался достовер­ным при 5%-ном уровне значимости и составил Rz/xy=0,93.

По ряду причин может возникнуть необходимость выявления потери давления отдельно в обвязке (робв)- Общее выражение для определения таких потерь может быть записано в виде

Робв — = a06BYQ2. (IX.82>

89

114

141

168

16,9

3,55

1,07

0,40

■—

38

50

63,5

76

80

90

102-

38,4

9,73

2,93

1,2

0,93

0,52

0,28

32

50

65

75

80

90

100*

27,2

4,57

1,10

0,90

0,70

0,44

0,29

63

89

114

146

168

■ —

30

33

74

85

100

_

16,5

10,2

1,80

0,90

0,40

где а0бв = 2аг = асг+Цш+ав-)-ав. т, причем аст, аш, ав, ав. т — коэф­фициенты сопротивления стояка (с отводом), шланга, вертлюга и ведущей трубы соответственно. Сведения о конкретных значе­ниях коэффициентов гидравлических сопротивлений для отдель­ных элементов обвязки, заимствованные из работы Б, И. Мителц — мана, приводятся ниже.

Диаметр стояка, мм………………………….

аст-103 ………………………………………………

Внутренний диаметр шланга, мм. .

а,,-10» . …………………………………………..

Диаметр проходного сечения в верт­люге, мм

ав-103 . . ……………………………………….

Условный диаметр ведущий трубы,

мм……………………………………………………

Диаметр проходного отверстия веду­щей тру^ы, мм

авт-103 …………………………………………….

При этом Q в л/с; у в гс/см3; робв в кгс/см2.

Еще менее известно о величине потерь в задвижках, поворо­тах, диафрагмах и т.- п. По данным Р. И. Шищенко, при турбу­лентном режиме коэффициент местных потерь для угольников.

может изменяться в зависимости от свойств раствора от 1,25 до; 2; для тройников — от 2,6 до 3,2; для шайб — от 1,2 до 2; для вентилей — от 6 до 8.

М. Р. Мавлютов. на основании своих опытов пришел к выводу,, что при значениях Re*^103 для определения потерь в диафраг­мах при прохождении через них глинистых растворов вполне мож­но пользоваться обычными формулами для вязких жидкостей.

Потери в отдельных звеньях обвязки можно определять и по эквивалентным длинам, характеризующим эти сопротивления. В этом случае величина потерь напора в обвязке определится по формуле

I V2 ‘

Лобв = ^ » (1Х-83>’

“под2g

где иПОд и dnoa — скорость и диаметр в подводящей линии; /р — расчетная длина, которая для данного случая может быть вы­ражена как сумма 1р = 1 + 1хст + 1хшв + 1хвч■ Здесь I — действитель­ная длина подводящей линии; /хст, 1Хшв, 4вт — приведенные длины стояка с отводом, шланга с вертлюгом и ведущей трубы соответ­ственно. Значения приведенных длин берутся из справочных таб­лиц.

Что касается определения коэффициента Я, в зависимости от значения обобщенного параметра Рейнольдса он может быть най­ден по одной из формул, ранее рассмотренных в гл. VI.

Следует помнить, что каждое местное сопротивление, оказывая влияние на распределение скоростей в потоке, на каком-то опре­деленном расстоянии может повлиять на истинную величину по­терь другого соседнего источника местных потерь. Наглядным примером этому может служить следующий опыт. В середине од­ной трубы устанавливалась одна шайба, в другой — две шайбы подряд. В обе трубы подавалось одинаковое количество жидкости (глинистый раствор при турбулентном режиме) и фиксировались перепады давлений.

Как показал анализ полученных данных, установка второй шайбы вслед за первой не только не увеличила потерь напора, но даже вызывала их некоторое снижение. Физическую сущность явления можно объяснить тем, что при установке подряд двух шайб течение происходит как бы через насадку, в то время как при одной шайбе — через отверстие в тонкой стенке. Соответст­венно изменяется и коэффициент расхода, который, как это было показано в гл. V, для насадок всегда больше, чем для отверстий в тонкой стенке.

В то же время нельзя забывать, что для правильного экспери­ментального определения величины любого местного сопротивле­ния обязательно надо выдерживать длину начальных (/н) и ко­нечных (/к) участков. Это означает, что местное сопротивление должно находиться от входа и выхода опытного участка на рас­стояниях не меньших, чем 1П и 1К. В противном случае будут по­лучены неверные результаты.

Как показали опыты на круглых трубах, выполненные автором совместно с Ю. В. Садыховым, при турбулентйом режиме поток глинистого раствора так же, как и поток воды, формируется на расстоянии, рявном 30—40 диаметрам трубы. Однако в некоторых случаях длина начального участка может быть и больше.

В случае труб кольцевого сечения длина начального участка оказалась равной 50—60 внутренним диаметрам внешней труоы.

Рис. 61. График изменения температуры на рабочей по­верхности .внутренней трубы вертлюга во времени при п—292 об/мин:

1, 2 — резиновые и ‘асбестогра­

фитовые манжеты; 3, 4 — такие .же манжеты, но с металличес­кими кольцами

~ Между тем, согласно существующим представлениям о гидравлическом ра­диусе, следовало ожидать, что в дан­ном случае длина начального участка будет пропорциональна разности диа­метров труб. Однако дать объяснение такому несовпадению на основании только имеющихся данных затрудни­тельно.

Таким образом, для практических расчетов длина начальных й конечных участков в трубах круглого и кольце­вого сечения при турбулентном тече­нии как воды, так и глинистых раство­ров должна браться равной не меньше чем 50 внутренних диаметров наруж­ной трубы.

Одним из элементов обвязки, кото­рый находится в наиболее тяжелых условиях работы, является буровой вертлюг. Поэтому выяснение. характера температурного режима отдельных узлов вертлюга име­ет первостепенное значение прежде всего для правильного выбора материала и конструкций соответствующих уплотнений.

Так, например, благодаря исследованиям ряда авторов, резуль­таты коФорых Изложены в работе [5], было доказано, что при использовании обычных резиновых манжет температура в’ зоне контакта значительно превосходит допустимую для резинотехни­ческих изделий (^^50еС), достигая при частоте, вращения п = = 292 об/мин величины порядка 150 °С. Переход на асбестогра­фитовые манжеты с чередующимися металлическими кольцами при этой скорости снижает температуру в месте контакта при­мерно в 2 раза (рис. 61). *

Попытка получить обобщенное представление о распределении температуры по поверхности манжеты вертлюга сделана М. А. Ва — гидовым и Л. И. Вечхайзером. Однако для практического исполь­зования полученные зависимости слишком громоздки.

Нет никакого сомнения, что внедрение-в практику новой тех­ники позволит намного сократить непроизводительное время и повысить теХнико-экономическйе показатели бурения. Однако эф­фективные результаты от применения установок нового типа мож­но получить только при условии правильной, технически грамот­ной их эксплуатации, для чего, в частности, необходимо изучать

и учитывать влияние давления и температуры на основные фак­торы, которые характеризуют работу этих установок.

Оставить комментарий