36605

Гідромашини і компресори. Конспект лекцій

Конспект

Производство и промышленные технологии

Рух рідини в каналах робочого колеса ідеального насоса. Вплив обмеженого числа лопатей на тиск насоса. Залежність подачі напору і потужності насоса від частоти обертання вала. Характеристика динамічного насоса.

Украинкский

2013-09-23

19.92 MB

47 чел.

Концур І.Ф., Лівак І.Д. Гідромашини і компресори. Конспект лекцій. – Івано-Франківськ: Факел, 2004. - 133с.

Комп’ютерна верстка: Лівак В.І.

Конспект лекцій з дисципліни „Гідромашини і компресори” розроблений у відповідності з робочою програмою навчальної дисципліни, чинним навчальним планом підготовки фахівців за спеціальністю „Обладнання нафтових і газових промислів”. Може бути використаний студентами денної та заочної форм навчання.

Рецензент: доцент кафедри нафтогазового

обладнання, канд. техн.наук М.М. Лях 

Дане видання – власність ІФНТУНГ.

Заборонено тиражування та розповсюдження.

ЗМІСТ

        ВСТУП  5

        Загальні відомості про гідромашини і компресори та їх
        класифікація 8

1       ОСНОВНІ ПАРАМЕТРИ НАСОСІВ 9

2       ДИНАМІЧНІ НАСОСИ 10

2.1    Будова, принцип дії і класифікація 10

2.2    Робочі колеса відцентрових насосів 15

2.3    Рух рідини в каналах робочого колеса ідеального насоса 17

2.4    Рівняння Ейлера для турбомашин 20

2.5    Вплив обмеженого числа лопатей на тиск насоса 21

2.6    Баланс енергії і коефіцієнт корисної дії динамічної машини 23

2.7    Залежність подачі, напору і потужності насоса від частоти
 обертання вала 26

2.8    Характеристика динамічного насоса 27

2.9    Відносні (відсоткові) характеристики 30

2.10  Вплив густини і в’язкості рідини на характеристику насоса 32

2.11  Перерахунок характеристик відцентрових насосів
  з води на нафту 34

2.12  Явище подібності у відцентрових насосів 36

2.13   Коефіцієнт швидкохідності. Класифікація коліс за
  коефіцієнтом швидкохідності 38

2.14   Гідравлічна система. Робота насоса на гідравлічну мережу 40

2.15   Паралельна робота відцентрових насосів 42

2.16   Послідовна робота відцентрових насосів 44

2.17    Кавітація. Визначення висоти всмоктування
   динамічного насоса 44

2.18    Регулювання роботи відцентрових машин 48

2.18.1 Дросельне регулювання при n=const 48

2.18.2 Регулювання зміною частоти обертання вала машини 49

2.18.3 Регулювання зміною зовнішнього діаметра робочого колеса 50

2.18.4 Інші способи регулювання 51

3         ОБ’ЄМНІ НАСОСИ 53

3.1      Будова, принцип дії і класифікація 53

3.2     Середня подача зворотно-поступальних насосів різних типів 58

3.3     Графіки миттєвих подач насосів різних типів 59

3.4     Пневмокомпенсатори 61

3.5      Розрахунок пневмокомпенсаторів 63

3.6     Тиск в робочій камері насоса при нагнітанні і всмоктуванні
   з пневмокомпенсат
ором 66

3.7      Індикаторна діаграма 71

3.8     Втрати енергії. Коефіцієнт корисної дії і характеристика
   зв
оротно-поступальних насосів 73

3.9      Класифікація клапанів об’ємних насосів 75

3.10    Основи теорії роботи клапана 77

3.11    Умови виникнення стуку клапана 79

3.12    Основи розрахунку зворотно-поступальних насосів 80

3.12.1 Розрахунок гідравлічної коробки насоса 80

3.12.2 Розрахунок штока насоса двосторонньої дії 81

3.13   Регулювання режиму роботи зворотно-поступальних насосів 83

3.14   Випробування об’ємних насосів 85

3.15   Основні правила обслуговування об’ємних насосів 86

4       ТУРБОБУРИ 87

4.1    Будова і принцип дії турбобурів 87

4.2    Види турбобурів 90

4.3    Однорозмірна теорія осьових турбін 92

4.4    Плани швидкостей. Режим роботи турбіни 95

4.5    Полігон швидкостей. Кінематичні коефіцієнти турбін 97

4.6    Умови роботи турбобура на вибої 101

4.7    Характеристика турбіни 103

4.8    Ремонт і регулювання турбобура 106

5       КОМПРЕСОРИ 109

5.1   Область застосування і типи компресорних машин 109

5.2   Поршневі компресори. Принцип дії, будова, класифікація 110

5.3   Основні параметри компресорів 113

5.4   Одноступеневий стиск в поршневому компресорі 118

5.4.1 Робочий процес в циліндрі компресора 118

5.5   Об’ємна витрата газу на вході одноступеневого компресора 119

5.6   Ступеневе стиснення газу в поршневому компресорі 121

5.7   Основи термодинамічного розрахунку нафтопромислового
компресора 124

5.8  Шляхи вдосконалення поршневих компресорів 129

      Висновки 131

      Перелік рекомендованої літератури 132


Вступ

Гідромашини і компресори є проточними машинами. Вони призначені для роботи зміни положення і стану текучих середовищ і подоланню опорів в трубопроводах. Теоретичні основи розрахунку, принцип дії та конструктивні схеми машин для переміщення рідин та газів однакові. Але різниця в густині транспортованих середовищ і їх поведінка при проходженні через проточну частину машини призводить до розмаїття в оформленні робочих органів і систем охолодження.

Для переміщення текучих середовищ, крім машин застосовують також апарати або пристрої (струминні насоси, компресори, ерліфти, газліфти тощо).

Ще в глибоку давнину людина користувалась для транспортування і, головним чином, для піднімання води різними простими механізмами (наприклад, водопідйомними колесами). Водопідйомне колесо являло собою велике дерев’яне колесо, до ободу якого кріпились відра або черпаки. Нижня частина колеса занурювалась у воду джерела. При обертанні колеса черпаки захоплювали воду і переносили її догори, виливаючи в дерев’яний жолоб, котрим вона самопливом подавалась до місця призначення. Перший опис поршневого насоса (який використовувався для потреб зрошення) відноситься до II ст. до нашої ери. Машини для переміщення повітря і газів з’явились значно пізніше. Винайдення поршневого компресора пов’язано з іменем німецького фізика Отто Геріке (1640 р.).

Тільки після винаходу в кінці XVII ст. першої парової машини, почали широко використовуватись поршневі насоси. Перші спроби створення відцентрових насосів і компресорів відносяться до початку XVIII ст. Винахідником відцентрового насоса є італієць Джіованні Жордан, який зробив перший рисунок такого насоса, а виготовлення першого найпростішого відцентрового насоса приписують Дені Папену (1703 р.). Але в зв’язку з недосконалістю конструкції і низьким ККД (а також відсутністю на той час швидкохідних двигунів) ці насоси не могли конкурувати з поршневими. В середині XVIII ст. видатний математик Ейлер (професор Петербурзької академії наук) розробив струминну теорію відцентрових машин, яка дала можливість спроектувати їх з високим ККД.

Теоретичні роботи Г.Берга та Л.Прандтля (Німеччина), О.Рейнольдса (Англія), а також праці М.Е.Жуковського (Росія), які відносяться до XIX ст., привели до створення сучасної наукової основи насосо- та компресоробудування.

Насоси та компресори відносяться до числа основних агрегатів сучасних бурових і нафтогазопромислових установок. В одних випадках вони подають промивальну рідину або стиснене повітря для очищення вибою свердловин, в інших – тампонажні розчини для закріплення обсадних колон, чи піщано-рідинні суміші для гідророзриву або гідроперфорації пластів, лужні чи кислотні розчини тощо.

В Україні широке промислове видобування нафти і газу припадає на початок XX ст. Вже впродовж останніх 50-ти років українські буровики були провідними в колишньому Радянському Союзі і першими освоїли буріння до глибини 7522 м (свердловина №1 Шевченкове, Івано-Франківська область). Особлива увага при бурінні таких свердловин приділяється насосним та компресорним установкам.

Парк насосів та компресорів, який використовується в світовій нафтогазопромисловій техніці, складається із різних типів і конструкцій. Ріст обсягів буріння при одночасному збільшенні глибини буріння, введення в експлуатацію нових родовищ, як на суходолі, так і на акваторіях вимагають постійного вдосконалення і створення нових потужних і прогресивних бурових і нафтогазопромислових машин.

Основним напрямком технічного прогресу нафтогазопромислового машинобудування є підвищення надійності машин, їх техніко-економічних показників.

Перший турбобур був винайдений і втілений в конструкцію в
1923 р. російським інженером М.А.Капелюшніковим. Він склада
вся з одноступеневої турбіни, редуктора і шпинделя для з’єднання турбіни з долотом. Ця конструкція через малу потужність та низький термін служби зубчастого редуктора практично не знайшла застосування. В 1934-1941 рр. радянські інженери В. Шумілов, М. Гусман, Р. Іоаннесян, Е. Тагієв розробили нову конструкцію багатоступеневого турбобура, яка із суттєвими вдосконаленнями широко використовується і в наш час.

В нафтовій промисловості широко застосовується обладнання для піднімання рідини із свердловин з механічним, гідравлічним і пневматичним приводами: штангові свердловинні насоси, гвинтові та відцентрові насоси з електроприводом, гідроприводні поршневі насоси із золотниковим розподілом тощо. В якості допоміжних пристроїв (в системі охолодження, мащення вузлів тертя, паливоподачі) насоси входять в склад двигунів внутрішнього згорання і інших машин.

На різних сучасних машинах все більше застосовують гідропередачі (гідроприводи) і гідроавтоматику. Гідропередачі являють собою пристрої для передачі механічної енергії і перетворення руху через рідину. В порівняні з передачами інших видів гідропередачі мають ряд переваг: простота перетворення обертового руху у зворотно-посту-пальний, можливість плавної безступінчастої зміни співвідношення швидкостей вхідної і вихідної ланок, компактність конструкції і мала маса гідромашин при заданій потужності по відношенню, наприклад, до електромашин та ін. Гідропередачі, які оснащені системами автоматичного або ручного керування, утворюють гідроприводи, які, завдяки перерахованим перевагам, широко використовуються в різних галузях промисловості.

У розвиток та вдосконалення гідромашин, компресорів, гідропередач і гідроавтоматики внесли свій великий вклад працівники галузевих науково-дослідних інститутів, конструкторських відділів при заводах-виробниках, вчені вищих навчальних закладів, виробничники, раціоналізатори та винахідники.


Загальні відомості про гідромашини

і компресори та їх класифікація

Як відомо, машиною називається механізм або комплекс механізмів, призначений для виконання корисної роботи. В проточних машинах (гідромашинах та компресорах) процес передачі енергії повністю зв’язаний з потоком середовища, що протікає через машину. Якщо потік середовища – рідина, то проточна машина називається гідравлічною, якщо ж – газ, то це газова (пневматична) проточна машина.

В залежності від напрямку передачі енергії всі проточні машини поділяються на три групи:

1) передача енергії проходить від робочого органу машини до потоку середовища (насос, вентилятор, компресор);

2) передача енергії відбувається від рідини до робочого органу машини (турбобур, гвинтовий вибійний двигун);

3) передача енергії з одного робочого органу до іншого відбувається за допомогою рідини (турбомуфта, турботрансформатор).

Всі проточні машини служать для переміщення рідини (газів) шляхом передачі їм додаткової енергії (головним чином у вигляді потенціальної енергії тиску).

За принципом дії всі проточні машини поділяються на два класи – динамічні та об’ємні.

До динамічних машин відносяться відцентрові насоси і компресори, газові і парові турбіни, турбобури. Динамічні машини (відцентрові, осьові та вихрові) мають дві ознаки:

1) з конструктивної точки зору переміщення потоку відбувається в результаті силової взаємодії лопатей з потоком в камері, яка постійно з’єднана з входом та виходом машини;

2) з енергетичної точки зору – потік середовища отримує від лопатей частково потенціальну і частково кінетичну енергію (приблизно 60...70% потенціальної і відповідно 40...30% кінетичної енергії).

Об’ємні машини (поршневі, плунжерні, діафрагмові, шестерінчасті, гвинтові, роторні та гідромотори) мають такі ознаки:

1) з конструктивної точки зору вони мають два елементи – витискувач і замкнену порожнину. Періодично змінюється об’єм робочої камери, яка поперемінно з’єднується з входом та виходом машини;

2) з енергетичної точки зору – в цих машинах потік середовища отримує до 98% потенціальної енергії.

В проточних машинах процес передачі енергії цілком пов’язаний з потоком середовища. Найважливіша складова балансу робіт в проточній машині – це робота, пов’язана з переміщенням текучого середовища під дією різниці тисків

де Wп-к – робота зміни тиску потоку в середині машини;

    – зміна кінетичної енергії руху потоку всередині каналу при його переміщенні від входу до виходу;

    – зміна потенціальної енергії потоку через зміну геодезичної висоти його центру ваги при переміщенні по каналу;

– робота, що передається потоку робочим органом машини;

– робота, затрачена на подолання шкідливих опорів в машині, які перетворюються в теплоту.

1 ОСНОВНІ ПАРАМЕТРИ НАСОСІВ

Дійсною подачею Q називається об’єм рідини, який подається насосом в одиницю часу через вихідний патрубок. Теоретична подача Qт залежить від конструктивних параметрів робочих органів, їх кількості і закономірності руху. Дійсна подача завжди менша від теоретичної і їх відношення визначає величину коефіцієнта подачі.

Напором H називається приріст енергії, яку отримує одиниця маси чи об’єму рідини, що проходить через насос

                    (1.1)

де Р2 – тиск на виході насоса;

    Р1 – тиск на вході насоса;

     – густина рідини;

    g – прискорення вільного падіння;

    С2 – швидкість рідини на виході насоса;

    С1 – швидкість рідини на вході насоса;

    Z2 – вертикальна відстань від осі насоса до кінця перерізу вихідного трубопроводу;

Z1 – вертикальна відстань від осі насоса до рівня рідини у вхідному резервуарі;

hтр – втрати напору у вхідному і вихідному трубопроводах.

Між тиском насоса і його напором існує залежність

Р=gH .                                              (1.2)

Частота обертів робочого колеса насоса n визначається частотою обертів за 1 хвилину колінчастого вала або вала ротора. В поршневих (плунжерних) насосах замість терміну частота обертів вживається частота ходів поршня (плунжера).

Корисною потужністю Nк , називається потужність, що передається насосом рідині   

                             Nк=РQ,                                              (1.3)

де Р – тиск насоса;

Q – подача насоса.

Потужністю N називається потужність необхідна на приводному валу насоса                                                                                                                                                                                      

  

                        N=M,                                               (1.4)                                               

де М – обертовий момент на приводному валу;

 – кутова швидкість приводного вала.

                                    ,                                               (1.5)

де n – частота обертання приводного вала, хв-1.

Коефіцієнтом корисної дії (ККД)   насоса називається відношення корисної потужності до споживаної. Він характеризує досконалість насоса

                 .                                        (1.6)

До основних параметрів насоса відносяться також його габаритні розміри, маса та ціна.

2 ДИНАМІЧНІ НАСОСИ

2.1 Будова, принцип дії і класифікація

До динамічних насосів відносяться: відцентрові, осьові та вихрові.

Відцентрові та осьові насоси не володіють властивістю самовсмоктування. Самовсмоктуючі вихрові насоси (зі спеціально розміщеними вхідними та вихідними каналами) використовуються для транспортування газорідинних сумішей.

У всіх динамічних насосах в міжлопатевих каналах ротора завдяки лопатям рідина розганяється (її швидкість збільшується), а в каналах статора (направляючого апарату) гальмується (швидкість зменшується), іншими словами в статорі кінетична енергія рідини перетворюється в потенціальну. Процес розгону і гальмування рідини може відбуватись однократно в одній ступені насоса або багатократно (як це відбувається в одній ступені вихрового насоса) чи послідовно в декількох ступенях багатоступеневого насоса.

На рис.2.1 приведена схема секційного (одна секція) відцентрового насоса, а на рис.2.2 – схема спірального насоса.

1 – вхідний патрубок; 2 – робоче колесо; 3 – направляючий апарат;
4 – корпус; 5 – вал; 6 – ущільнення вала; 7 – кільцевий відвід;8 – в
ихідний патрубок

Рисунок 2.1 – Схема секційного насоса (одна секція)

1 – вал; 2 – робоче колесо; 3 – спіральна камера (направляючий апарат); 4 – конічний трубний розширник (дифузор); 5 – вихідний патрубок

Рисунок 2.2 – Схема спірального насоса

На початку вхідної лінії будь-якого динамічного насоса знаходиться фільтр (сітка) для недопущення попадання сторонніх предметів в насос. Перед насосом на вхідній лінії встановлюється зворотний клапан (чи засувка), щоб при зупинці насоса рідина не виходила в прийомну ємність.

Відцентровий насос не володіє властивістю самовсмоктування тому, що при низькій густині повітря відцентрові сили робочого колеса недостатні для евакуації повітря із насоса (розрідження не створюється і не відбувається самовсмоктування), а тому перед запуском насос заливають перекачуваною рідиною.

На вихідній лінії монтується засувка (за допомогою якої регулюють подачу насоса при n=const) і зворотний клапан, який відсікає насос від вихідного трубопроводу. При відсутності зворотного клапана, при зупинці насоса (під дією напору у вихідній лінії) робоче колесо почне обертатися у зворотному напрямку, що може вивести насос з ладу. Для контролю за режимом роботи насоса на вихідній лінії встановлюється манометр, а на вхідній – мановакуумметр.

В секційних насосах застосовується лопатевий направляючий апарат (статор), в якому сукупність каналів у напрямку руху рідини розширюються, що приводить до перетворення кінетичної енергії рідини в потенціальну. В спіральних насосах цей процес відбувається в спіральній камері.

Динамічні насоси класифікуються за наступними ознаками:

1) принципом дії: відцентрові, осьові, вихрові;

2) розміщенням осі вала: горизонтальні та вертикальні;

3) числом робочих коліс: одноколісні та багатоколісні (якщо колеса з’єднані послідовно – багатоступеневі насоси; при паралельному з’єднанні – багатопотокові насоси);

4) способом з’єднання з двигуном: моноблочні, з’єднані за допомогою муфти чи приводні;

5) призначенням: загального призначення (для транспортування води з температурою до 105 С ) і спеціального  призначення  (для транспортування спеціальних рідин або гарячої води з температурою вищою за 105 С ).

На рис.2.3 показано консольний одноступеневий відцентровий насос. Він складається з корпуса 5, колеса 4, ущільнення вала 6 з натискним фланцем 7, фланця для затягування деталей насоса 1, гайки для кріплення колеса на валу 3, вхідного підводу 2, захисної втулки 8, вала 11, станини 10, муфти 13 для з’єднання вала насоса з валом двигуна, підшипників 9 і 12. Колесо 4 має два диски, між якими розміщені лопаті. На задньому диску розміщена маточина зі шпонковою канавкою для закріплення колеса на валу, а на передньому диску колеса є вхідний отвір. Корпус колеса конструктивно об’єднує всі елементи в насосі і служить для підводу рідини до колеса, для відводу потоку від нього і для перетворення швидкісної енергії потоку, що виходить з колеса, в тиск. Вал знаходиться на радіально-упорних шарикопідшипниках, які сприймають радіальне і осьове навантаження, що виникає внаслідок дії гідравлічних сил і сил тяжіння.

1 – фланець для затягування деталей насоса; 2 – вхідний підвід;
3 – гайка для кріплення колеса на валу; 4 – лопатеве колесо; 5 – ко
рпус; 6 – ущільнення; 7 – натискний фланець; 8 – захисна втулка;
9, 12 – підшипники; 10 – станина; 11 – вал; 13 – муфта

Рисунок 2.3 – Консольний одноступеневий відцентровий насос

У відцентрових насосах з двостороннім входом рідини потік при вході ділиться на дві частини (рис.2.4) і з двох сторін поступає в колесо. Обидві частини потоку знову з’єднуються при виході із колеса і поступають в спіральний відвід. Така конструкція насоса компактна і має ряд переваг. Насоси такої конструкції відносяться до насосів типу Д.

При послідовному з’єднанні коліс кожне з них створює тільки частину повного напору, причому величина напору насоса збільшується від колеса до колеса до сумарного значення на виході.  Такі насоси називаються багатоступеневими насосами типу М. На рис.2.5 показано багатоступеневий насос 5МС-710, який складається з десяти робочих коліс 9, вала 12, вхідного патрубка 7, корпусів направляючих апаратів 8, корпуса ущільнення 11, вихідного патрубка 10, стяжних шпильок 2, ущільнення вала 1, кришки фланця 5, муфти 3 та підшипників 4 і 13.

1 – колесо; 2 – ущільнення вала

Рисунок 2.4 – Відцентровий насос з двостороннім входом рідини в робоче колесо

1 – ущільнення вала; 2 – стяжні шпильки; 3 – муфта; 4, 13 – підшипники; 5 – фланець; 6 – шпильки; 7 – вхідний патрубок; 8 – корпуси направляючих апаратів; 9 – робочі колеса; 10 – вихідний патрубок;
11 – корпус ущільнення; 12 – вал

Рисунок 2.5 – Відцентровий насос 5МС - 70x10

При обертанні колеса відбувається силова взаємодія потоку з лопатевим колесом, при цьому в потоці рідини виникає різниця тисків по обидві сторони кожної лопаті. Сили тиску лопатей на потік створюють вимушений обертовий і поступовий рух рідини, збільшуючи її механічну енергію.

Позначення відцентрового насоса, наприклад, 8НГД-93, розшифровується наступним чином:

8 – зменшений в 25 раз і округлений діаметр вхідного патрубка в мм (8"200мм); Н – нафтовий; Г – для гарячої нафти; Д – перше робоче колесо з двостороннім входом рідини; 9 – коефіцієнт швидкохідності, зменшений в 10 раз (ns= 90); 3 – кількість ступеней (коліс).

2.2 Робочі колеса відцентрових насосів

В динамічних машинах передача енергії потоку рідини від вала відбувається за допомогою робочого колеса з профільованими лопатями. Робоче колесо складається із втулки з лопатями, зв’язаних з нею безпосередньо або за допомогою одного чи двох дисків. В залежності від числа дисків робочі колеса бувають закритими (два диски), напіввідкритими (один диск), відкритими (без дисків). Недоліком відкритих і напіввідкритих коліс є можливі перетікання рідини з одного міжлопатевого каналу в інший через зазор між колесом і корпусом. Однак вони простіші у виготовленні, компактніші і менше засмічуються при транспортуванні рідин з механічними домішками.

Робоче колесо найчастіше містить 6…8, а інколи і до 12 лопатей. В насосах, призначених для перекачування багатофазних середовищ (з вмістом піску, ґрунту, шламу тощо) або сильно забруднених каналізаційних вод, канали в робочих колесах значно розширені, а число лопатей зменшено (до двох і навіть до одної).

Для робочих коліс насосів в залежності від їх призначення використовують різні матеріали: чавун і вуглецеву сталь (для нейтральних рідин); хромисті і хромонікелеві сталі (для кислої води); сплави кольорових металів, хромонікелькремнієву сталь, титан, пластмаси, кераміку, фарфор, покриття із гуми, смоли, емалі та скла (для хімічно агресивних і абразивних рідин). Робочі колеса відцентрових насосів, призначених для видобутку нафти зі значним (до 1%) вмістом механічних домішок, виготовляють із поліамідної смоли.

Геометрична форма робочих лопатей суттєво впливає на величину напору, подачі і потужності насоса. В конструкціях відцентрових машин різних призначень зустрічаються лопаті загнуті назад (рис.2.6, а), радіальні (рис.2.6, б) і загнуті вперед (рис.2.6, в). Якщо 290, то лопать загнута вперед; при 290 лопать радіальна і при 290 лопать загнута назад. У всіх випадках лопатевий кут 1 на вході завжди менший від 90.

а) загнуті назад; б) радіальні; в) загнуті вперед

Рисунок 2.6 – Типи лопатей відцентрових машин

Лопаті загнуті вперед, передають потоку найбільшу кількість енергії порівняно з лопатями інших форм. Але в загальній кількості енергії, яка передається такими лопатями, переважає швидкісна енергія. В сумарній енергії, яка передається лопатями загнутими назад, навпаки, переважає енергія в потенціальній формі (статичний напір).

Висновок. Лопаті загнуті вперед створюють найбільший теоретичний напір (у формі невидимого напору), але при цьому зменшується ККД. При зменшенні кута 2 сумарний теоретичний напір падає, але підвищується статичний напір і ККД. В економних насосах оптимальне значення кута 2 знаходиться в межах 20… 40.

В конструкціях відцентрових машин різних призначень зустрічаються всі три типи лопатей. У відцентрових насосах та відцентрових компресорах застосовуються в основному лопаті загнуті назад.

2.3 Рух рідини в каналах робочого колеса ідеального насоса

Розглянемо ідеальний відцентровий насос, який характеризується наступними ознаками:

1) число лопатей прямує до безмежності;

2) товщина лопатей прямує до нуля;

3) рідина – ідеальна.

В такому робочому колесі рідина буде рухатись елементарними струминками (буде відсутнє явище відносного вихору), а швидкості потоку відносно нерухомих стінок каналів корпуса являються швидкостями абсолютного руху. Доцільно проводити дослідження руху потоку в лопатевому колесі (рис.2.7) з використанням методу побудови планів швидкостей.

Рисунок 2.7 – Швидкості руху рідини на вході і виході

робочого колеса

Абсолютна швидкість рідини  може бути отримана як геометрична сума відносної швидкості  і переносної (колової) і у векторній формі може бути записана                                            

=+.                                          (2.1)

Обертання лопатевого колеса з кутовою швидкістю відносно осі вала насоса обумовлює переносний рух. Переносна швидкість рівна коловій і для частинки рідини на відстані r від осі вала може бути записана формула

,                               (2.2)

де r – радіус колеса (D – діаметр колеса);

    n – частота обертання робочого колеса, хв-1.

Розглянемо послідовність побудови плану швидкостей (рис.2.8) на вході в робоче колесо. Елементи планів швидкостей і геометричні розміри колеса, які відносяться до входу і виходу міжлопатевих каналів, відмічені відповідно індексами 1 і 2.

Рисунок 2.8 – План швидкостей рідини на вході робочого колеса

Напрямок перпендикулярний до колового називається меридіональним. Відносна швидкість  направлена по дотичній до поверхні лопаті в розглядуваній точці. Колова швидкість  направлена по дотичній до кола, на якому розміщена точка.

Виходячи з принципу нерозривності потоку, витрата рідини в будь-якому перерізі дорівнює добутку площі цього перерізу на вектор швидкості (нормальну складову вектора швидкості), тоді

                             ,                                    (2.3)

де  – площа поперечного перерізу вхідного отвору робочого колеса;

      D1  – діаметр вхідного отвору робочого колеса;

b1 – ширина каналу на вході робочого колеса;

– меридіональна складова абсолютної швидкості рідини на вході робочого колеса.

При відомій подачі насоса Q, з рівняння (2.3) знаходимо абсолютне значення швидкості

                                           ,                                      (2.4)

Порядок побудови плану швидкостей (рис.2.8).

Відкладаємо в певному масштабі значення колової (переносної швидкості) . З початку вектора цієї швидкості проводимо меридіональний напрямок,  з кінця – під кутом 1 проводимо лінію. На меридіональному напрямку відкладаємо (в масштабі) значення швидкості і з кінця вектора цієї швидкості проводимо пряму паралельну швидкості  (до перетину з лінією проведеною під кутом 1). Отриману точку перетину з’єднуємо з початком швидкості  і отримуємо  відрізки швидкостей  і . Виміривши ці відрізки і помноживши їх на масштаб отримаємо абсолютні значення швидкостей  і . Кут 1 (між абсолютною і коловою швидкостями) називається гідродинамічним кутом (в нашому випадку він гострий).

Відкриваючи засувку на виході насоса (при постійній частоті обертання вала насоса),  збільшуємо подачу насоса до значення , а значить згідно рівняння (2.4) збільшуємо величину нормальної складової швидкості до значення . Побудуємо новий трикутник швидкостей (аналогічно першому), в якому = 90. В цьому трикутнику =, а – відносна швидкість руху рідини.

Продовжуючи відкривати засувку на виході насоса, отримаємо подачу , швидкості ,,, при цьому гідродинамічний кут буде >90.

Режим роботи насоса при = 90 називається безударним (оптимальним). При такому режимі роботи насоса вхід рідини в канали робочого колеса відбувається без втрат енергії на удар об лопаті колеса.

Аналогічно будується трикутник швидкостей рідини на виході із робочого колеса, з якого знаходимо абсолютні значення швидкостей .

2.4 Рівняння Ейлера для турбомашин

Енергія, яка передається рідині чи газу робочим колесом відцентрової машини, визначається в основному величинами абсолютної, відносної і колової швидкостей на вході і виході з міжлопатевих каналів. Плани таких швидкостей приведені на рис.2.7, де позначено: – колова швидкість; – відносна швидкість, тобто швидкість потоку відносно колеса, що обертається; – абсолютна швидкість (швидкість рідини відносно нерухомого корпусу машини).

Характерними елементами являються також наступні кути:

– кут між векторами колової і абсолютної швидкостей;

– кут між векторами відносної і колової швидкостей (він визначається формою лопатей відцентрової машини і режимом її роботи).

В теорії і розрахунках відцентрових машин використовують також колову і радіальну складові абсолютних і відносних швидкостей і позначаються індексами u і r.

Для виведення основного рівняння відцентрової машини використовується закон моментів кількості руху. На основі цього закону приріст моменту кількості руху матеріальної системи відносно даної осі за деякий проміжок часу рівний моментові імпульсу всіх зовнішніх сил, що діють на систему за той же проміжок часу відносно тієї ж осі.

Основне рівняння відцентрових машин має наступний вигляд

                             , (2.5)
де – теоретичний напір, який створюється лопатями робочого к
олеса  машини (при безмежній кількості безмежно тонких лопатей);

     і  – колові швидкості рідини (відповідно на виході і вході робочого   колеса;

    і  – абсолютні швидкості рідини (відповідно на виході і вході робочого колеса;

    і  – гідродинамічні кути на виході і вході робочого колеса;

   g – прискорення вільного падіння.

Рівняння (2.5) вперше було отримане в Росії академіком Л. Ейлером у XVIII ст. і носить назву рівняння Ейлера.

На безударному режимі роботи відцентрової машини , а тому рівняння (2.5) прийме вигляд

                                .                                    (2.6)

Між тиском насоса і його напором існує залежність   

                                      .                                            (2.7)

На безударному режимі роботи ідеального насоса будемо мати  

                                .                                   (2.8)

Відомо, що     .                                                                

Підставивши значення  в рівняння (2.8) отримаємо (2.9)

                                ,                                      (2.9)

де  – колова проекція абсолютної швидкості на виході робочого колеса.

Аналізуючи рівняння (2.9) приходимо до висновку, що тиск насоса можна підвищити шляхом збільшення  параметрів n,  i .

Із збільшенням  зростає кут , що негативно впливає на ККД насоса (опт =200…400). Із збільшенням r2 суттєво збільшуються розміри і маса насоса, втрати енергії на тертя бокових поверхонь дисків робочого колеса (дискові втрати) і гідравлічний опір каналів колеса рухові рідини. При збільшенні частоти обертання робочого колеса зменшуються його розміри і ширина каналів. Виготовлення такого колеса затрудняється. Крім того при великій частоті обертання робочого колеса може відбутись розрив суцільності потоку рідини, утворюються пустоти, які заповнюються парами рідини і газів, що виділяються з рідини. Виникає явище кавітації, яке призводить до зниження основних параметрів насоса, підвищення шуму і вібрації, а також ерозійного спрацювання робочих коліс.

Дійсний напір H, створюваний робочим колесом реальної машини, менший від  із-за наявності обмеженого числа лопатей і в’язкості рідини.

2.5 Вплив обмеженого числа лопатей на тиск насоса

Схема з безмежним числом лопатей в робочому колесі відцентрової машини призводить до елементарної теорії кінематики потоку в колесі.

При русі рідини по каналах робочого колеса з обмеженим числом лопатей характер потоку суттєво змінюється (рис.2.9). Відносний рух в міжлопатевих каналах схематично можна розглядати як суму рухів: І – рух рідини в рухомих каналах; ІІ – вихрового руху всередині міжлопатевих каналів.

I – рух рідини в рухомому каналі; II – вихровий рух в міжлопатевому каналі; III – епюра швидкості в міжлопатевому каналі

Рисунок 2.9 – Рух рідини в міжлопатевих каналах робочого колеса

Припустимо, що вхідні і вихідні отвори каналу ІІ закриті циліндричними поверхнями AB i CD, і цей простір заповнений ідеальною рідиною. При обертанні робочого колеса з кутовою швидкістю  рідина, замкнена в каналі, внаслідок інерції буде намагатись зберегти стан спокою відносно нерухомого простору. Значить рідина буде здійснювати обертовий рух в міжлопатевому каналі (з тією ж кутовою швидкістю), але направлений в протилежну сторону обертання колеса. Така циркуляція рідини називається відносним вихром. Вихрову теорію відцентрових насосів в 1931 р. розробив академік Г.Ф. Проскура.

У відкритих міжлопатевих каналах насоса проявляються обидва види руху рідини. Складання відносного вихору з основним рухом потоку дає картину руху реальної рідини через робоче колесо. Геометричне складання цих видів руху виконано в міжлопатевому каналі ІІI колеса. Сумарна епюра швидкостей в міжлопатевому каналі показує, що швидкість більша біля задньої стінки лопаті і менша біля передньої стінки.

На вході в робоче колесо складова відносного вихору, яка пропорціональна коловій швидкості, зменшує відносну швидкість  і збільшує кут . На виході з колеса відносний вихор направлений в сторону обертання колеса і в сумі з відносною швидкістю , збільшує останню і зменшує кут . Внаслідок зміни відносних швидкостей  і  абсолютні швидкості  і  також змінюють величини і напрямок (рис.2.10).

а) вхід; б) вихід

___________ реальний насос;

__  __  __  __ ідеальний насос

Рисунок 2.10 – Трикутники середніх швидкостей для обмеженого і безмежного числа лопатей

Таким чином, із-за наявності явища відносного вихору, робота колеса з обмеженим числом лопатей менша ніж колеса з безмежно великим числом безмежно тонких лопатей.

2.6 Баланс енергії і коефіцієнт корисної дії динамічної машини

Енергія, що підводиться від двигуна до вала динамічної машини, більша корисної енергії, яку отримує рідина чи газ. Це пояснюється тим, що в процесі перетворення енергії у динамічній машині, частина механічної енергії обов’язково втрачається внаслідок гідравлічних і механічних втрат.

Механічні втрати мають місце в підшипниках, ущільненнях а також в результаті тертя рідини в бокові стінки робочого колеса (дискові втрати). Дискові втрати залежать від частоти обертання робочого колеса, густини і в’язкості рідини, розмірів і шорсткості поверхонь робочого колеса і стінок корпуса, а також від витрати рідини. В сучасних відцентрових насосах 80% механічних втрат припадає на дискові втрати. Втрати потужності на тертя в підшипниках залежать від конструкції підшипників, їх мащення, а також від коефіцієнту тертя.

Ущільнення насоса призначене для того, щоб не пропускати повітря в насос (якщо воно працює під вакуумом), чи запобігти втратам рідини із насоса вздовж вала (якщо воно працює під тиском). Ущільнення вала не може бути абсолютно герметичним так як необхідні пропуски рідини, достатні для відводу тепла, яке виникає при терті.

Механічні втрати енергії визначаються виразом

                                       , (2.10)
де   
Nп – втрати потужності на підшипниках;

Nу – втрати потужності в ущільненнях вала;

 Nд – дискові втрати енергії.

Корисна потужність               

          Nк=N–Nм .

Механічний ККД

                                                                                  (2.11)
де
Nк – корисна потужність насоса (потужність, що передається лопа-  тями робочого колеса рідині;                 

    N – потужність насоса.

Механічний ККД оцінює досконалість насоса як механізму. В сучасних відцентрових насосах м = 0,92…0,99.

Об’ємні втрати обумовлюються перетоками рідини (газів) через зазори між робочим колесом і корпусом машини із зони підвищеного тиску в порожнину всмоктування. Від потоку, що проходить через робоче колесо машини, відокремлюється частина витрати , яка проходить через зазори на вхід робочого колеса. Якщо ступінь відцентрової машини подає у вихідний патрубок Q м3, а через зазори циркулює витрата  м3, то через робоче колесо проходить (Q+) м3.

Об’ємний ККД

                                     .                                        (2.12)

Величина об’ємного ККД суттєво залежить від величини осьового і радіального зазорів між робочим колесом і корпусом машини. За об’ємним ККД оцінють досконалість машини з точки зору її герметичності. Значення  в сучасних відцентрових машинах знаходиться в межах =0,96…0,98.

Гідравлічні втрати виникають в результаті гідравлічного тертя, удару та вихроутворення у всій проточній частині машини і визначаються експериментально. Якщо гідравлічні втрати складають h м, то очевидно, робоче колесо повинно створювати напір (H+h) м (де H – напір насоса). Гідравлічні втрати оцінюються за допомогою гідравлічного ККД

                                       .                                         (2.13)

На коефіцієнт впливають форма проточної частини машини, шорсткість внутрішніх поверхонь і в’язкість рідини. Значення  в сучасних відцентрових машинах знаходиться в межах =0,8…0,96.

Загальний ККД відцентрової машини

    .                                       (2.14)

В сучасних відцентрових насосах ККД досягає значення 0,92. Співвідношення між різними втратами залежить від форми робочих органів і змінюється на різних режимах роботи насоса.

Потужність двигуна  для приводу динамічного насоса

                                         ,                          (2.15)
де    
Q – подача насоса;

– густина рідини;

H – напір насоса;

– ККД насоса;

– ККД передачі (між двигуном і насосом);

К – коефіцієнт запасу потужності двигуна (К=1,05…1,2). Менше значення приймають для потужних насосів, а більше – для малопотужних насосів.

2.7 Залежність подачі, напору і потужності насоса

від частоти обертання вала

Подача реального відцентрового насоса визначається залежністю  

                                    ,                         (2.16)
де   
D2 – довжина кола на виході робочого колеса;

Z2 – звуження “живого” перерізу колеса на виході;

Z – число лопатей робочого колеса;

2 – товщина лопаті на виході робочого колеса;

b2 – ширина каналу (лопаті) на виході;

– величина меридіональної складової абсолютної швидкості рідини на виході робочого колеса.

Розглядаючи трикутник швидкостей рідини на виході робочого колеса (рис.2.11) видно, що при зміні частоти обертання вала насоса з n (при якій існували швидкості ) на n1 отримаємо нові швидкості , які при тих же кутах  і  утворюють трикутник швидкостей, подібний і пропорціональний першому. Виходячи із подібності трикутників можна записати

   .                         (2.17)

Відомо також, що  ,

звідки                                          .                                           (2.18)

Рисунок 2.11 – Трикутник швидкостей рідини на виході
із робочого колеса

Зважаючи, що в формулі (2.16) всі величини правої частини рівняння постійні, за виключенням швидкості , яка пропорціональна подачі Q, то підставляючи значення (2.18) у (2.16) отримаємо

,                                           (2.19)

тобто подача насоса прямопропорціональна частоті обертання вала.

Згідно рівняння Ейлера для безударного режиму роботи насоса

.

Оскільки

,

то при зміні частоти обертання вала з величини  на величину , створюваний насосом напір буде

                                              (2.20)                                       

Отже, напір насоса пропорціональний квадратові частоти обертання вала.

Потужність насоса визначається залежністю

                                             .                                     (2.21)

При зміні частоти обертання вала з величини n на величину n1 і враховуючи формули (2.19) і (2.20), отримаємо

                                 ,                            (2.22)

тобто потужність пропорціональна кубові частоти обертання вала насоса.

Залежності (2.19), (2.20), (2.22), при роботі насоса на одній і тій же рідині називаються законами пропорціональності.

2.8 Характеристика динамічного насоса

Характеристика динамічного насоса – це графічні залежності напору, потужності і ККД від подачі при постійній частоті обертання робочого колеса і роботі насоса на воді. Характеристика насоса – документ, яким завод-виробник забезпечує свій виріб. Схема стендової установки для зняття характеристики динамічного насоса приведена на рис.2.12. Подачу змінюють шляхом дроселювання потоку рідини засувкою на виході насоса.

Н – насос; МВ – мановакуумметр; МОМ – моментомір;
Д – електродвигун; Т – т
ахометр; М – манометр; В – витратомір

Рисунок 2.12 – Схема стендової установки для зняття характеристики динамічного насоса

Запускають стендову установку при повністю закритій засувці на виході насоса (при подачі Q=0). Напір насоса на цьому режимі буде

                                          ,                                      (2.23)

де  – тиск (по манометру) на виході насоса;

    – тиск (по мановакуумметру) на вході насоса;

– густина води (=1000);

    – прискорення  вільного падіння.

Споживана насосом потужність (при Q=0) обумовлена циркуляційними потоками в проточній частині машини і особливо в робочому колесі, дисковим тертям, механічним тертям в ущільненнях і підшипниках вала. На цьому режимі =0.

Наступне значення основних параметрів отримаємо, привідкрив-ши засувку на виході насоса. При подачі  напір насоса буде

                                 .                                     (2.24)

Потужність  насоса             

,                                       (2.25)    

де  

.

Корисна потужність       

,                                     (2.26)

а ККД                              

 .                                (2.27)

На 8...10 режимах роботи стендової установки  (від =0 до =) отримаємо відповідні значення основних параметрів насоса. З’єднавши отримані точки плавними лініями (рис.2.13) отримаємо залежності:

– H-Q – напірна характеристика насоса;

– N-Q – характеристика потужності;

-Q – характеристика ККД;

Режим роботи насоса при максимальному ККД називається оптимальним. Слід зазначити, що представлені в довідниках значення подачі, напору, потужності і ККД відносяться саме до оптимального режиму. Зона (0,8...1,2), в межах якої рекомендується експлуатувати динамічні насоси, називається робочою частиною характеристики (в цій зоні ККД близький  до максимального значення).

З характеристики насоса для кожного значення подачі знаходимо величину напору, потужності і ККД.

Н-Q – напірна характеристика;

N-Q – характеристика потужності;

η-Q – характеристика ККД

Рисунок 2.13 – Характеристика відцентрового насоса

2.9 Відносні (відсоткові) характеристики

Форми кривих характеристик залежать від типу робочих органів насоса. Для їх порівняння служать відносні (відсоткові) характеристики, в яких всі величини виражені в долях (відсотках) від їх значень  в оптимальному режимі. На рис.2.14 приведена характеристика відцентрового насоса при роботі на воді.

Рисунок 2.14 – Характеристика відцентрового насоса
при
n=const, g=1000 кг/м3

Знайдемо відносні (відсоткові) значення основних параметрів насосів, а саме

                                             ,                                        (2.28)

де  – поточне значення подачі;

     – оптимальне значення подачі.

                                           ,                                        (2.29)     

де  – поточне значення напору;

   – оптимальне значення напору.

                                           ,                                       (2.30)

де – поточне значення потужності;

    – оптимальне значення потужності.

                                          ,                                  (2.31)   

де  – поточне значення ККД;

     = – максимальне значення ККД.

На рис.2.15 приведена відсоткова характеристика насосів певної серії. На оптимальному режимі числові значення координат рівні 100. Відсоткові характеристики геометрично подібних насосів (однієї серії) однакові, а значить вони можуть служити для приблизної побудови характеристик ще неіснуючих насосів цієї серії.

Рисунок 2.15 – Відсоткова характеристика насосів певної серії

2.10 Вплив густини і в’язкості рідини на характеристику насоса

Характеристика насоса, що приводиться в довідниках, переважно дана при його роботі на воді. Динамічні насоси можуть використовуватись для транспортування і інших рідин, фізичні властивості котрих можуть значно відрізнятися від властивостей води. Розглянемо вплив на характеристику насоса двох факторів – густини і в’язкості рідини.

Вплив зміни густини виявляється при перекачуванні світлих нафтопродуктів, наприклад, бензину, дизпалива тощо, в’язкість яких порівняно мало відрізняється від в’язкості води. Проте, зниження густини на 20...25% порівняно з водою приводить до відповідної зміни кривої N - Q, тому що всі складові потужності, за винятком механічних втрат, пропорціональні густині рідини. В результаті, при переході з води на світлий нафтопродукт механічний ККД, відповідно і загальний ККД насоса дещо знижуються (рис.2.16, а), тому що в балансі потужності збільшується доля механічних втрат. Залежність H - Q для світлого нафтопродукту і води однакова.

____ вода;         світлий нафтопродукт;             темний нафтопродукт

Рисунок 2.16 – Вплив густини і в’язкості рідини
на характеристику н
асоса

Темні нафтопродукти (нафта, мазут) можуть мати в’язкість в десятки разів вищу від в’язкості води, в результаті чого збільшуються гідравлічні втрати в насосі і крива H - Q знижується (рис.2.16, б). ККД насоса при перекачуванні в’язких рідин завжди знижується, а його максимум зміщується вліво до початку координат (рис.2.16, б).

При перекачуванні в’язких рідин подача і втрати знижуються, а потужність для приводу насоса підвищується (в основному, із-за збільшення дискових втрат і втрат на тертя рідини в каналах робочого колеса (рис.2.16, б).

Одним із основних шляхів підвищення ККД відцентрових насосів при перекачуванні нафти являється зменшення дискових втрат. Для цього бокові поверхні робочого колеса покривають лаками (епоксидними смолами) або шліфують (до половини зовнішнього радіуса r2). При цьому дискові втрати зменшуються на 25%, а загальний ККД збільшується на 3...4%.

2.11 Перерахунок характеристик відцентрових насосів

з води на нафту

Існує багато методик для перерахунку характеристик відцентрових насосів з води на нафту. Найчастіше користуються методом М. Д. Айзенштейна, який ґрунтується на використанні поправочних коефіцієнтів.

Нові координати точок оптимального режиму (Q0, H0, max) і двох-трьох режимів (1,2 Q0; 0,8 Q0 і інших) визначають за допомогою поправочних коефіцієнтів  КQ, KH, K , які знаходяться з дослідних графіків в залежності від числа Рейнольдса (           ). Індекси "В" і "Н" показують, що відповідні величини відносяться до характеристик насоса при роботі відповідно на воді і нафті.

Число Рейнольдса визначається наступною залежністю

                                                                           (2.32)

де Q0 – подача на оптимальному режимі;

     – кінематична в’язкість нафти;

    DEKB – еквівалентний діаметр робочого колеса.

Еквівалентний діаметр знаходимо з виразу

                                                                   (2.33)

де D2 – зовнішній діаметр робочого колеса;

    b2 – ширина каналу (лопаті) на виході колеса;

    К – коефіцієнт стиснення потоку лопатями на виході колеса

                                                                            (2.34)

де t2 – крок лопатей на виході колеса;

    2 – товщина лопаті на виході;

     z – число лопатей.

Тоді                                  

,                                   (2.35)

В основі цього методу зроблені наступні припущення:

1) коефіцієнт швидкохідності на воді і нафті при n=const, ns=const;

2) коефіцієнти КQ, KH, K приймаються постійними в діапазоні подач від Q=0.8Q0  до Q=1.2Q0;

3) при закритій засувці на виході (Q=0) напір практично однаковий для рідин будь-якої в’язкості (HB=HH).

Графіки залежностей КQ, KH, K  показано на рис.2.17.

Із рис.2.17 видно, що при Rе при переході з води на нафту подача і напір насоса змінюються несуттєво (КQ, KH близькі до 1). При різко падає ККД насоса при перекачуванні нафти.

Потужність насоса при перекачуванні нафти буде

                             .                                       (2.36)

Рисунок 2.17 – Коефіцієнти перерахунку характеристик
відцентрових насосів

2.12 Явище подібності у відцентрових насосів

При конструюванні динамічних машин широко використовують моделювання, тобто випробування їх на моделях, які геометрично подібні промисловому зразку, але відрізняються від нього зменшеними розмірами. Досліди на моделі дозволяють перевірити якість машини і з найменшими затратами в лабораторних умовах відпрацювати елементи конструкції. Формули подібності забезпечують перехід від характеристики моделі до характеристики натури і навпаки.

Допустимо насоси "н" (натура) і "м" (модель) подібні. Умови геометричної подібності цих машин полягають у рівності однойменних кутів і постійності відношень однойменних геометричних величин, тобто

==1;   ==2;

де – коефіцієнт геометричної подібності.

Геометрична подібність моделі  і натури повинна поширюватися не тільки на всі основні розміри конструкції але і на шорсткість поверхонь проточної частини машини. Але підібрати шорсткість поверхонь натури і моделі так, щоб відношення їх дорівнювало коефіцієнту геометричної подібності, практично неможливо.

Кінематична подібність полягає в постійності відношень швидкостей в однойменних точках геометрично подібних машин (подібності трикутників швидкостей)

                                            (2.38)

де к – коефіцієнт кінематичної подібності;

     – коефіцієнт геометричної подібності;

    nн і nм – відповідно частота обертання коліс натурного насоса і його моделі.

Динамічна подібність виражається постійністю відношень сил однакової природи, які діють в однойменних точках геометрично і кінематично подібних машин (динамічна подібність виконується при рівності числа Re натури і моделі), тобто

                                                                                                            (2.39)

звідки                             

.                                   (2.40)

У випадку, якщо nм виходить надмірно великим значенням, то не обов’язково дотримуватись умови Reм= Reн. В цьому випадку моделювання відцентрових насосів проводять наближено (за умовами геометричної подібності) і для перерахунку параметрів користуються формулами пропорціональності.

ККД машин, працюючих в подібних режимах, приблизно можна вважати однаковими. При точних розрахунках ККД корегують за дослідними формулами.

2.13 Коефіцієнт швидкохідності.

Класифікація коліс за коефіцієнтом швидкохідності

Коефіцієнтом швидкохідності насоса ns називають частоту обертів насоса, подібного даному, який створює напір при корисній потужності 735Вт в режимі максимального ККД.

Коефіцієнт швидкохідності визначається за формулою

                                                                            (2.41)

де Q – подача насоса, м3/c;

    n – частота обертання, хв-1;

   Н – напір насоса, м.

 ns визначається для будь-якої динамічної машини на оптимальному режимі її роботи, причому він зберігає своє значення при роботі на в’язких рідинах, тоді як інші параметри оптимального режиму змінюються.

Динамічні насоси класифікують за коефіцієнтом швидкохідності (рис.2.18) наступним чином:

1) вихрові насоси – ns=10...50;  1.7;

2) тихохідні відцентрові насоси – ns =50…80; 2.5;

3) нормальні відцентрові насоси – ns =80...150; 2;

4) швидкохідні відцентрові насоси – ns =150...300; 1,8...1,3;

5) відцентрово – осьові – ns =300...600; 1,2...0,9;

6) осьові – ns =600...1200;  0,8.

При даних Q і Н і коли ns n, то із збільшенням частоти обертання зменшуються розміри і маса насоса.

За коефіцієнтом швидкохідності, який визначається за формулою (2.41), можна вибрати тип машини з заданими  Q, Н, n.

2.14 Гідравлічна система. Робота насоса на гідравлічну мережу

На рис.2.19 приведена найпростіша схема замкнутої гідравлічної системи. До гідравлічної мережі (див. рис.2.19) відноситься всі елементи гідравлічної системи, крім насоса. Робота насоса знаходиться в безпосередній залежності від опору гідравлічної мережі.

Рисунок 2.19 – Схема гідравлічної системи

Характеристикою гідравлічної мережі називається залежність втрат напору в ній від витрати рідини, тобто   

                                      hм= f(Qм).                                            (2.42)

Втрати напору в мережі – це втрати енергії одиниці маси чи ваги рідини від перерізу 1 – 1 до 2 – 2   (рис.2.19).

                                                             (2.43)

де  – статична складова втрат напору;

   h1,2 = Ндин – динамічна складова втрат напору (визначається формулою Дарсі-Вейсбаха, тобто втратами напору в трубопроводах l1 і l2 ).

Характеристика гідравлічної мережі може бути представлена аналітично (в залежності від режиму руху потоку), або графічно (рис.2.20).

1– ламінарний режим; 2 – турбулентний режим; 3 – квадратичний режим

Рисунок 2.20 – Характеристики гідравлічної мережі при різних

режимах руху потоку

При ламінарному режимі

                                   ,                                (2.44)

де ал – коефіцієнт пропорціональності ламінарного потоку.

При турбулентному режимі

                                  ,                           (2.45)

де ат – коефіцієнт пропорціональності турбулентного потоку.

При квадратичному режимі тертя (найчастіше при перекачуванні води чи бензину)

                                  ,                                (2.46)

де акв  – коефіцієнт пропорціональності квадратичного режиму тертя.

Для замкнутої гідравлічної системи

                                Qм = QH  і hм = Hн ,                                 (2.47)

де Qм і Нн – відповідно подача і напір насоса.

Для кожного насоса при n=const існує його напірна характеристика Н-Q (рис.2.21). Якщо на цьому графіку привести характеристику гідравлічної мережі, то точка А, перетину цих двох характеристик називається робочою точкою гідравлічної системи. При зміні характеристики гідравлічної мережі (збільшенні або зменшенні опору) точка А автоматично переміщується по кривій Н-Q насоса, спричинюючи зміну режиму його роботи. Процес зміни режиму роботи насоса при зміні характеристики гідравлічної мережі називається саморегулюванням.

Рисунок 2.21 – Графік спільної роботи насоса і гідравлічної мережі

2.15 Паралельна робота відцентрових насосів

Для збільшення подачі на насосних станціях монтують 2...3 різнотипних насоси паралельно (при цьому техніко-економічні показники насосної станції оптимальні). Для зменшення подачі, число насосів працюючих паралельно зменшують, і в крайньому випадку, для забезпечення мінімальної подачі залишають в роботі  один насос. Такий спосіб широко застосовується на станціях заправки автомобілів або на кущових насосних станціях (КНС) при підтриманні пластового тиску шляхом закачування води в пласт. Насоси повинні працювати в зоні високого ККД при всіх комбінаціях подачі. Перевагою паралельної роботи декількох насосів (порівняно з роботою одного насоса з великою подачею) являється те, що при аварії з одним насосом подача не припиняється, а тільки зменшується. Вибір насосів для паралельної роботи повинен бути узгоджений з характеристикою трубопроводу так, щоб напір в гідравлічній мережі відповідав напору насоса при максимальному ККД.

Розглянемо випадок паралельного з’єднання двох різнотипних відцентрових насосів (рис.2.22, а).

Рисунок 2.22 – Паралельна робота двох різнотипних насосів

Для побудови сумарної характеристики необхідно провести ряд прямих, паралельних осі абсцис, і скласти абсциси (подачі) точок їх перетину з напірними характеристиками окремих насосів (тобто скласти ці характеристики по горизонталі). В результаті отримують ряд точок 1, 2, 3, які визначають сумарну характеристику I+II паралельно з’єднаних  насосів. В точці 3 другий насос II відключають (і при менших подачах) працюють тільки першим насосом I. Паралельна робота насосів I+II (від точки 3 вліво, до осі ординат) не ефективна (різко знижується сумарна подача). Насос I “затискає” насос II (по манометру це не помітно) і різко знижується подача на виході обох насосів.

На рис.2.22 сумарна напірна характеристика двох насосів, з’єднаних паралельно (в діапазоні подач 0...max) показана товстою контурною лінією.

З врахуванням характеристики трубопроводу Т, сумарна подача двох паралельно з’єднаних насосів не рівна сумарній подачі цих насосів, а завжди менша при їх окремій роботі.

2.16 Послідовна робота відцентрових насосів

При послідовній роботі (рис.2.23, а) перекачування ведуть із насоса в насос. На рис.2.23, б приведена сумарна характеристика I+II насосів (товста контурна лінія) з’єднаних послідовно.

Для її побудови проводять ряд прямих, паралельних осі ординат і при постійних абсцисах (подачах) складають напори насосів I і II.

Точка А перетину сумарної характеристики I і II з характеристикою трубопроводу являється робочою точкою і визначає величину напору НI+II і сумарну подачу QI+II. 

2.17 Кавітація. Визначення висоти всмоктування

динамічного насоса

При всмоктуванні насосом рідини із резервуара тиск у вхідному трубопроводі по мірі руху рідини в насос падає і при вході на колесо може стати меншим тиску насичених парів рідини. Проходить холодне кипіння рідини. Утворені при вході парові пухирці в області підвищеного тиску на виході робочого колеса миттєво конденсуються, що супроводжується характерним потріскуванням, шумами. Це явище носить назву кавітації.

При кавітації розриви пухирців приводять до сильних ударів, вищерблювання і роз’їдання матеріалу (ерозія робочих коліс), підвищення вібрації, а значить швидкого спрацювання підшипників). Кавітація супроводжується різким зниженням тиску, подачі, потужності, ККД чи повним зривом роботи насоса. 

Основним засобом недопущення кавітації являється підтримання такого тиску у вхідному тракті насосів при якому кавітація не проявляється. Щоб не було явища кавітації тиск рідини (Рвх) на вході робочого колеса (рис.2.24) повинен бути більшим від тиску насичених парів, тобто

                                                Рвх Рнп .

Рисунок 2.23 – Послідовна робота двох різнотипних насосів

Рисунок 2.24 – До визначення висоти всмоктування
відцентрового насоса

Заміряти Рвх  досить важко (колесо обертається і вивести трубку на манометр конструктивно незручно), а тому складемо рівняння Бернуллі для перерізів 0 - 0 і    1 - 1 (рис.2.24).

                                                       (2.48)

де  – напір рідини в перерізі 0-0;

   – висота всмоктування насоса;

   – напір рідини в перерізі 1-1;

   – втрати напору по довжині вхідного трубопроводу (від перерізу  0-0 до 1-1).

Із рівняння (2.48) знайдемо висоту всмоктування відцентрового насоса

                                                        (2.49)

Питома енергія рідини в перерізі 1 – 1 буде

                                      .                                        (2.50)

Максимальна висота всмоктування насоса буде досягнута в той момент, коли  Рвх = Рнп  (а енергія рідини в перерізі 1-1 Е11min ).

                                    ,                                    (2.51)

де  – критичний кавітаційний запас (визначається експериментально при кавітаційних випробуваннях насоса).

Критичний кавітаційний запас – це той мінімальний запас енергії рідини на вході в насос, при якому відсутнє явище кавітації. Працювати в режимі критичного кавітаційного запасу  небезпечно, а тому в розрахунках користуються допустимим кавітаційним запасом

                                                                               (2.52)

де – коефіцієнт запасу ( =1,1...1,3 і залежить від роду рідини).

Враховуючи формули (2.49), (2.50), (2.51), (2.52) максимально допустима висота всмоктування відцентрового насоса буде

                                               (2.53)

де Р0 – тиск рідини в перерізі 0-0 (для відкритих резервуарів він залежить від місця розташування насоса);

   Рнп – тиск насичених парів рідини (для холодної води Рнп = 0,01МПа, для води з температурою 100 С   Рнп =0,1МПа);

    – густина рідини;

   g – прискорення вільного падіння;

   h0-1 – втрати напору на ділянці 0-01-1 (залежить від діаметра і довжини  вхідного трубопроводу);

  hдоп – допустимий кавітаційний запас.

Аналізуючи рівняння (2.53) приходимо до висновку, що висота всмоктування може бути величиною додатною (як показано на рис.2.24), або від’ємною (тоді резервуар знаходиться вище осі насоса, тобто насос буде працювати “під залив”).

2.18 Регулювання роботи відцентрових машин

2.18.1 Дросельне регулювання при n=const

На рис.2.25 контурними лініями приведена характеристика відцентрової машини (при n=const), трубопроводу (при повністю відкритому регулювальному дроселі на виході).

Рисунок 2.25 – Графік дросельного регулювання відцентрової машини

Точка А перетину напірної характеристики насоса і характеристики гідравлічної мережі – робоча точка гідравлічної системи (з координатами Q, H, N, max).

При прикриванні дроселя (характеристика мережі показана штриховою лінією) точка А переміститься і займе положення А (з координатами Q’, H’, N’, ).

При подальшому прикриванні дроселя (характеристика гідравлічної мережі показана штрихпунктирною лінією) робоча точка займе положення А2" (з координатами Q", H", N"," ).

Таким чином дросельне регулювання на виході (при n=const) досягається введенням додаткового гідравлічного опору засувки. Оскільки найбільша подача досягається при повністю відкритій засувці (точка А), дросельне регулювання застосовують тільки з метою зменшення подачі.

Енергетична ефективність дросельного регулювання низька, але завдяки простоті цей спосіб має широке застосування.

При дросельному регулюванні відцентрових насосів дросель розміщують на виході. Якщо розмістити його на вхідній лінії, то при глибокому регулюванні можуть виникнути розриви суцільності потоку і порушення нормальної роботи насоса.

Дроселювання як спосіб регулювання допустимий тільки в тих випадках, коли споживана потужність зменшується зі зменшенням подачі . Якщо ж споживана потужність зростає зі зменшенням подачі , то дроселювання як спосіб регулювання втрачає зміст, тому що воно викликає збільшення споживаної потужності (це властиве деяким типам осьових насосів і вентиляторам).

2.18.2 Регулювання зміною частоти обертання вала машини

В тих випадках, коли є можливість змінювати частоту обертання вала двигуна, що приводить в рух відцентрову машину, доцільно регулювати подачу зміною частоти обертання.

Нехай відцентрова машина працює при частоті обертання n1, n2, n3, причому n1<n2<n3. Приведемо характеристики цієї машини при вказаних частотах обертання і характеристику трубопроводу (рис.2.26). Точки перетину характеристик Н=f(Q) машини з характеристикою трубопроводу (точки А1, А2, А3) визначають режими роботи установки при різних частотах обертання. З графіка видно, що змінюючи частоту обертання, можна отримати різні подачі і напори, причому із збільшенням частоти обертання подача і напір збільшуються. Потужність на валу і ККД можуть бути визначені з кривих потужності і ККД при вказаній частоті обертання за значеннями подачі (на графіку це показано для частоти обертання n3). Даний спосіб регулювання най- вигідніший.

Рисунок 2.26 – Графік регулювання відцентрової машини
зміною частоти обертання

2.18.3 Регулювання зміною зовнішнього діаметра робочого колеса

Для зміни режиму роботи в сторону зменшення подачі необхідно мати хоча б два комплекти робочих коліс (один комплект, що відповідає максимальному режимові, другий – мінімальному) і проводити заміну робочих коліс насоса для відповідних умов роботи.

На практиці все більше застосовується метод регулювання параметрів насосів шляхом обточування робочих коліс на токарних верстатах. Причому, в насосах, що мають направляючий апарат, зрізують тільки лопаті, а в насосах спірального типу обточують робоче колесо по зовнішньому діаметру. В цьому випадку характеристики насосів змінюються згідно формул

                               (2.54)

де H, Q, N, D2 – напір, подача, потужність і зовнішній діаметр нормального робочого колеса;

H, Q, N, D2 – напір, подача, потужність і зовнішній діаметр обточеного колеса.

Колеса відцентрових насосів допускають без помітного зниження ККД тим більше обточування, чим менша їх швидкохідність (рис.2.27).

Рисунок 2.27 – Допустиме обточування колеса в залежності від nS

2.18.4 Інші способи регулювання

В деяких випадках доцільно застосовувати змішаний спосіб регулювання відцентрових машин (ступенева зміна частоти обертання з регулюванням до необхідної подачі дроселюванням). Змішане регулювання зі ступеневою зміною частоти обертання з енергетичної сторони ефективніше, ніж просте дросельне регулювання.

Із рівняння Ейлера виходить, що питома енергія, котра подається потоку рідини лопатями робочого колеса відцентрової машини найбільша, коли гідродинамічний кут на вході 1=90. Закручування потоку, що поступає в робоче колесо, впливає на величину напору і при заданій характеристиці трубопроводу змінює подачу насоса. Звідси випливає можливість регулювання машини із застосуванням на вході лопатевого направляючого апарату (осьового чи радіального типів). Направляючі апарати слід розміщувати якомога ближче до входу в колесо (чим ближче тим краще). Тільки в цьому випадку досягається ефективне регулювання.

Характеристику багатоступеневого відцентрового насоса, що складається з однакових секцій, можна змінювати, виймаючи необхідне число ступеней, виходячи із очевидної умови

                                                                                         (2.55)

де K′ і K– шукане і номінальне число ступеней.

При зміні числа ступеней ККД насоса майже не змінюється.

Регулювання перепуском (дросельний перепуск) може застосовуватись для насосів (рис.2.28) з високим коефіцієнтом ns, які мають падаючу криву потужності і частина рідини може перепускатись по обвідній лінії (байпасу). Недоліком цього способу є зниження ККД і робота насоса в режимі сприятливому до кавітації.

Рисунок 2.28 – Регулювання відцентрової машини байпасуванням


3 ОБ’ЄМНІ НАСОСИ

3.1 Будова, принцип дії і класифікація

До об’ємних насосів відносяться: поршневі, плунжерні, діафрагмові, шестерінчасті, гвинтові та роторні.  Найчастіше з них застосовуються поршневі та плунжерні зворотно-поступальні насоси (ЗПН). При зворотно-поступальному переміщенні поршня (плунжера) проходить циклічне наповнення, стиск і витіснення об’єму робочого середовища.

ЗПН класифікуються за наступними ознаками:

1) способом приводу: кривошипно-шатунні (ексцентрикові), прямої дії;

2) призначенням і родом перекачуваної рідини;

3) розміщенням геометричної осі робочого органу (поршня або плунжера): горизонтальні, вертикальні, кутові;

4) конструкцією робочого органу: поршневі – застосовують на низькі та середні тиски, плунжерні – на високі тиски;

5) числом поршнів (плунжерів): одно, дво, три та багатопоршневі (багатоплунжерні);

6) створюваним тиском: низького, середнього та високого тиску;

7) частотою ходів: тихохідні, середньої швидкості, швидкохідні;

8) дією: одно -, двосторонньої дії, диференційні.

Найважливішою ознакою ЗПН являється кратність дії (це кількість робочих камер). Використовується ЗПН максимально семикратної дії (в цих насосах графік миттєвих подач наближається вже до прямої лінії). Кратність дії можна збільшити за рахунок застосування насосів двосторонньої дії.

На рис. 3.1 показана схема однопоршневого насоса двосторонньої дії, а на рис. 3.2 – схема диференційного насоса.

В насосах односторонньої дії за один оберт кривошипного (ексцентрикового) вала кожний робочий орган виконує одне всмоктування і одне виштовхування рідини; в насосах двосторонньої дії – рідина всмоктується і виштовхується два рази; в диференційному насосі – рідина всмоктується один раз, а виштовхується двома порціями.

В диференційному насосі подача така ж, як і в насосі односторонньої дії, але рух рідини у вихідному патрубку більш рівномірний. Крім цього, зусилля на штоку постійне (незалежно від напрямку руху поршня) і вдвічі менше, ніж в насосі односторонньої дії (коли площа поршня меншого діаметра в двічі менша від площі поршня більшого діаметра).

1 – патрубок вхідний; 2 – клапан вхідний; 3 – клапан вихідний;
4 – патрубок вихідний; 5 – робоча камера; 6 – поршень; 7 – втулка циліндрова; 8 – шток; 9 – ущільнення штока; 10 – крейцкопф (по
взун); 11 – шатун; 12 – кривошип; 13 – корпус

Рисунок 3.1 – Схема однопоршневого насоса двосторонньої дії

1 – диференційний поршень; 2 – ущільнення поршня

Рисунок 3.2 – Схема диференційного насоса

Недоліки диференційного насоса:

1) необхідність ущільнення диференційного поршня;

2) ускладнення конструкції.

Основні властивості ЗПН:

1) подача залежить від геометричних розмірів;

2) подача рідини відбувається порціями (нерівномірно);

3) в’язкість рідини не впливає на тиск;

4) мають здатність самовсмоктування рідини.

Однопоршневий насос двосторонньої дії (рис.3.1) складається з двох основних частин: гідравлічної і приводної (змонтованих на одній рамі). В гідравлічній частині є циліндр з поршнем 6, який штоком 8 і крейцкопфом 10 з’єднаний з кривошипно-шатунним механізмом. Для почергового з’єднання з місцями входу і виходу рідини кожна робоча камера 5 обладнана клапанами (вхідним 2 і вихідним 3).

При переміщенні поршня 6 в циліндровій втулці 7 зліва направо, об’єм лівої гідравлічної камери 5 збільшується, а тиск в ній зменшується. Тиск над вхідним клапаном 2 падає нижче тиску у вхідному патрубку 1. Під дією різниці тисків тарілка вхідного клапана піднімається над сідлом, відкриває доступ в циліндр рідині із вхідного патрубка. Вихідний клапан 4 при цьому закритий. При досягненні поршнем правого крайнього положення вхід рідини в ліву робочу камеру припиняється. Тиск під вхідним клапаном і над ним вирівнюється, клапан закривається, розділюючи камери насоса і вхідного патрубка. При зворотному ході поршня (з правого крайнього положення в ліве) тиск у лівій робочій камері підвищується внаслідок стиску рідини в замкненому об’ємі. Під дією цього тиску в циліндрі піднімається тарілка вихідного клапана 3, а закритий вхідний клапан 2 ізолює робочу камеру від області низького тиску у вхідному патрубку. Коли в лівій робочій камері проходить процес виштовхування рідини, то в правій  камері відбувається процес всмоктування.

На рис.3.3 зображений двопоршневий буровий насос двосторонньої дії в перерізі. Він складається з приводної (механічної) і гідравлічної частин, змонтованих на загальній рамі.

Гідравлічна частина насоса складається з двох гідравлічних коробок, які з’єднані зі станиною і рамою насоса. В кожній гідрокоробці змонтовані змінні вузли і деталі: поршень 1, циліндрова втулка 2, клапан 5, шток 8, ущільнення штока 9 тощо. Циліндрова втулка закріплена в гідрокоробці кришкою 3 і коронкою 4 циліндричної чи конічної форми. Ущільнення циліндрової втулки 6 в гідрокоробці досягається гумовими і пластмасовими кільцями. Поршень насоса монтується на штоку своєю внутрішньою конічною поверхнею і жорстко закріплений на ньому гайкою й контргайкою. Торцевий отвір гідрокоробки в місці виходу штока герметизується ущільненням 9.

Клапани насоса – тарілчасті, конічні, підтискаються пружиною. Тарілка направляється двома циліндричними отворами в сідлі та кришці. Сідло запресоване в конічному отворі гідрокоробки. Ущільнення між сідлом і тарілкою досягається гумовою манжетою. Кожний клапан виконаний так, щоб до нього був вільний доступ для швидкого огляду чи демонтажу. Вхідні і вихідні клапани насоса однакові і взаємозамінні.

1 – поршень; 2 –втулка циліндрова; 3 –кришка; 4 –проставка; 5 – клапан; 6 – ущільнення циліндрової втулки; 7 – пневмокомпенсатор;
8 – шток; 9 – ущільнення штока; 10 – станина; 11 – трансмісійний вал; 12 – корінний вал; 13 – зубчаста передача; 14 – крив
ошипно-шатунний механізм; 15 – крейцкопф (повзун); 16 – направляючі станини; 17 – контршток

Рисунок 3.3 – Двопоршневий буровий насос двосторонньої дії

Всі ущільнення насоса виконані з гуми, пластмас чи  інших еластичних матеріалів.

В зв’язку з безперервною зміною миттєвої подачі рідини і необхідністю забезпечення її рівномірного руху в маніфольді, використовується пневмокомпенсатор 7, змонтований на вихідному колекторі насоса.

Необхідним елементом являється запобіжний клапан, який монтується на вихідному патрубку насоса.

Приводний механізм насоса розміщений в станині 10, яка має верхню і декілька бокових кришок, призначених для огляду механізму і зручності його ремонту. Приводний механізм включає: ведучий (трансмісійний) 11 і ведений (корінний) 12 вали, вмонтований понижуючий редуктор 13, два кривошипно-шатунні механізми 14 і інші деталі.

Ведучий вал насоса приводиться в рух за допомогою трансмісійної передачі (пасової чи ланцюгової). Він змонтований на підшипниках і передає за допомогою зубчастої передачі обертовий момент корінному валу, який приводить в рух кривошипно-шатунні механізми.

Контршток 17, з’єднаний з крейцкопфом (повзуном) 15, що виконує зворотно-поступальний рух в направляючих 16 станини. Мащення зубчастої передачі відбувається розбризкуванням рідким маслом. Зустрічаються конструкції, в яких підшипники змащуються консистентним мастилом, а іноді підшипники, крейцкопфи і зубчасті передачі змащуються мастилом під тиском. Насос приводиться в рух за допомогою того чи іншого механічного приводу.

При однакових значеннях тиску Р і подачі Q ЗПН мають значно більшу питому металоємність (масу, що приходиться на одиницю потужності) ніж динамічні насоси (в основному, із-за великої маси приводної частини). Маса приводної частини ЗПН приблизно складає 70%…80% від маси насоса.

На рис.3.4 зображений трипоршневий буровий насос односторонньої дії в перерізі.

1 – колектор вхідний; 2 – клапан вхідний; 3 – гідравлічний затискач;
4 – клапан вихідний; 5 – колектор вихідний; 6 – циліндрова втулка;
7 – шток; 8 – подача мастильно-охолоджувальної рідини; 9 – контр-шток; 10 – крейцкопф (повзун); 11 – шатун; 12 – станина; 13 – тран
смісійний вал; 14 – ексцентрик; 15 – пневмокомпенсатор

Рисунок 3.4 – Трипоршневий буровий насос односторонньої дії

3.2 Середня подача зворотно-поступальних насосів різних типів

Середня теоретична подача ЗПН за один оберт кривошипного вала рівна об’єму , описаному його поршнями (плунжерами). За час t

.                                      (3.1)

Середня теоретична подача однопоршневого (плунжерного) насоса односторонньої дії буде

                              (3.2)

де F – площа поршня (плунжера);

    S – довжина ходу поршня;

    – радіус кривошипа;

     кутова швидкість корінного вала.

Середня теоретична подача поршневих і плунжерних насосів односторонньої дії

                                  (3.3)

де  – кратність дії (кількість робочих камер насоса).

Середня теоретична подача однопоршневого насоса двосторонньої дії буде

,                  (3.4)

де  – площа поперечного перерізу штока.

Для насосів двосторонньої дії при “К” циліндрах середня теоре-тична подача буде

,                          (3.5)

де К – кількість циліндрів двосторонньої дії.

Середня фактична подача ЗПН буде меншою від середньої теоретичної із-за:

– втрат (в клапанних парах, ущільненнях штоків, циліндропоршневих парах);

– часткового стиснення рідини і її розширення із шкідливого простору робочих камер);

– деформації стінок робочих камер під високим тиском;

– несвоєчасного відкриття і закриття вхідних і вихідних клапанів.

Відношення середньої фактичної подачі насоса до середньої теоретичної називається коефіцієнтом подачі

                                 (3.6)

де   коефіцієнт наповнення (враховує зменшення подачі насоса в результаті неповного використання його об’єму);

     – об’ємний ККД насоса (враховує зменшення подачі із-за перетоків і втрат рідини).

Коефіцієнт подачі залежить не тільки від герметичності ущільнень насоса, але й від режиму його роботи (тиску, частоти ходів, температури рідини, висоти всмоктування тощо).

Коефіцієнт подачі визначають експериментальним шляхом. Для перевірочних розрахунків приймають  = 0,85…0,98 (менші значення відносяться до насосів з невеликою подачею).

3.3 Графіки миттєвих подач насосів різних типів

В загальному випадку витрата рідини через будь-який переріз трубопроводу визначається площею його нормального перерізу та швидкістю руху потоку. Кінематика кривошипно-шатунного механізму така, що швидкість руху поршня є змінною за величиною та напрямком і змінюється за синусоїдальним законом в залежності від кута повороту кривошипа

,                                       (3.7)

де Vn – швидкість руху поршня (плунжера);

     – кутова швидкість корінного вала;

    – радіус кривошипа;

   – кут повороту кривошипа.

                                            (3.8)

де  – частота обертання корінного вала насоса.

Миттєва теоретична подача насоса буде

,                             (3.9)

де F – площа поршня (плунжера).

Теоретичні графіки миттєвих подач насосів різних типів зображені на рис.3.5. Площа на кожному графіку, обмежена під лінією миттєвої подачі, відповідає, в деякому масштабі дійсній теоретичній подачі, а висота прямокутника, рівновеликого вказаній площі, що має довжину  – середній теоретичній подачі.

Під коефіцієнтом нерівномірності подачі насоса розуміють відношення максимальної подачі до її середнього значення, тобто

.

Для насоса однократної дії

.

Для насоса двократної дії

.

а) однократної дії; б) двократної дії; в) чотирикратної дії;
г) трикратної дії; 1,2,3,4 – подачі відповідної робочої камери

Рисунок 3.5 – Теоретичні графіки миттєвих подач насосів

Для насоса чотирикратної дії

.

Для насоса трикратної дії

.

Аналізуючи графіки  миттєвих подач насосів різних типів і значення їх коефіцієнтів нерівномірності подачі можна зробити наступні висновки:

– підвищення кратності дії насосів не завжди веде до підвищення їх рівномірності подачі;

– насоси 3, 5 та 7 – кратної дії мають меншу нерівномірність подачі, ніж насоси 4, 6 чи 8 – кратної дії;

– розглянуті графіки миттєвих подач і їх коефіцієнти нерівномірності являються теоретичними.

3.4 Пневмокомпенсатори

Подача ЗПН нерівномірна і змінюється за синусоїдальним законом. З метою згладжування пульсацій подачі і тиску, а також зменшення вібрацій трубопроводів на вхідному і вихідному трактах насоса встановлюють пневмокомпенсатори. Пневмокомпенсатор на виході вирівнює навантаження на насос і двигун, а на вході – покращує процес всмоктування насоса.

На рис.3.6 приведені схеми пневмокомпенсаторів об’ємних насосів. Найпростіший пневмокомпенсатор (а) – повітряний ковпак з манометром. Повітряна подушка в ньому створюється з атмосфери і займає при високому тиску лиш невелику частину ковпака (наприклад, при тиску 10 МПа складає лише 1%). Кількість повітря в ньому при роботі насоса може змінюватись: на виході – поступово розчиняється і виноситься рідиною, а на вході поповнюється із рідини. Такі пневмокомпенсатори (малогабаритні) використовуються на вході об’ємних насосів.

Більш досконалі пневмокомпенсатори попередньо заповнюються стисненим повітрям або інертним газом (найчастіше азотом). За способом розділення рідини і стисненого газу пневмокомпенсатори  поділяються на діафрагмові (в, г, д) і поршневі (б). За напрямком потоку рідини пневмокомпенсатори бувають: проточні (а, д) і тупикові (б, в, г).

Наявність різних типів пневмокомпенсаторів пояснюється пошуками найкращої конструкції, яка б задовольняла вимогам ефективності дії і найбільшого терміну служби, зручності в обслуговуванні і ремонті. Основні параметри пневмокомпенсатора: об’єм камери, тиск попереднього заповнення газом, найбільший робочий тиск, маса.

При необхідності об’ємний насос комплектують блоком пневмокомпенсаторів з’єднаних паралельно.

1 – корпус; 2 – діафрагма; 3 – манометр; 4 – перфорована труба;
5 – поршень; 6
втулка

Рисунок 3.6 – Схеми пневмокомпенсаторів об’ємних насосів

3.5 Розрахунок пневмокомпенсаторів

Розрахунок пневмокомпенсатора зводиться до визначення об’єму пневмокомпенсатора. Якщо об’єм подушки буде досить великим, то пульсації тиску будуть малими, а потік рідини після пневмокомпенсатора, розміщеного на виході насоса, буде рівномірним.

На рис.3.7 приведена схема гідравлічної частини однопоршневого насоса односторонньої дії з найпростішим пневмокомпенсатором на вихідній лінії, а на рис.3.8 – графік його миттєвої подачі.

Рисунок 3.7 – Схема гідравлічної частини насоса з

пневмокомпенсатором на вихідній лінії

Рисунок 3.8 – Схема до визначення об’єму пневмокомпенсатора

При  (рис.3.8) – рівень рідини в пневмокомпенсаторі мінімальний (початок акумулювання рідини); при  – рівень рідини в пневмокомпенсаторі максимальний (кінець акумулювання рідини в пневмокомпенсаторі).

В результаті нерівності в кожний момент часу об’ємів рідини, що поступає в пневмокомпенсатор і витікає з нього, об’єм пневматичної подушки в пневмокомпенсаторі змінюється від Vmin до Vmax. При цьому проходить періодичне коливання тиску газу від Pmax до Pmin. Із збільшенням об’єму повітряної подушки в пневмокомпенсатора, нерівномірність потоку рідини зменшується.

Необхідний об’єм і тиск газу в пневмокомпенсаторі визначають наступним чином.

Вводять поняття коефіцієнта пульсації тиску

 (3.10)

де  – максимальний тиск насоса (максимальне відхилення стрілки манометра) для даної циліндрової втулки;

    Pmin – мінімальний тиск насоса (мінімальне відхилення стрілки манометра) для даної циліндрової втулки;

   Vmax – об’єм повітряної подушки в пневмокомпенсаторі при  Pmin ;

   Vmin  – об’єм повітряної подушки в пневмокомпенсаторі при ;

  – об’єм рідини, що акумулюється в пневмокомпенсаторі за час від t1 до t2 (рис.3.8);

   – середній об’єм пневмокомпенсатора.

Коефіцієнт пульсації тиску може змінюватись в межах 0,05...0,12. Для насосів загального призначення приймають  0,05, а для бурових насосів 0,12 (12%).

Класичний метод розрахунку заснований на умові, що зміна стану газу в пневмокомпенсаторі ізотермічна, тобто

Зміна об’єму повітряної подушки в пневмокомпенсаторі насоса однократної  дії буде (див. рис.3.8)

  .    (3.11)                   

Межі інтегрування у формулі (3.11) знайдемо з умови (див. рис. 3.8), що при t1 і t2   Q=Qсер,  тобто

.                              (3.12)

З виразу (3.12) , звідки = 0,323; = 2,817.

Підставивши значення  і  у вираз (3.11) і розв’язавши його, отримаємо

                                (3.13)

де F – площа поршня;

    S – довжина ходу поршня.

Зміна об’єму повітряної подушки в пневмокомпенсаторі насосів дво, три і чотирикратної дії відповідно буде

Скориставшись виразом (3.10) видно, що середній об’єм газової подушки пневмокомпенсатора при робочому тиску  буде

      ,     (3.14)

де  – коефіцієнт, що залежить від кратності дії насоса;

    – степінь пульсації тиску.

Об’єм газової камери пневмокомпенсатора при атмосферному тиску  визначають з виразу

.                                (3.15)

Аналізуючи рівняння (3.14) можна зробити наступні висновки:

– об’єм пневмокомпенсатора залежить від об’єму, що описує поршень (плунжер) насоса;

– об’єм пневмокомпенсатора не залежить від частоти ходів поршня (плунжера) насоса;

– із збільшенням кратності дії насоса об’єм пневмокомпенсатора, як правило, зменшується;

– потік рідини після пневмокомпенсатора тим рівномірніший, чим менша буде ступінь пульсації тиску і чим більший об’єм пневмокомпенсатора.

В результаті експериментальних досліджень професор Караєв М.А. запропонував формулу для визначення необхідного об’єму газової частини пневмокомпенсатора бурових насосів

,     (3.16)

де  – коефіцієнт ефективності, який залежить від ступеня пульсації тиску і діаметра циліндрової втулки насоса;

    – діаметр поршня;

    – довжина ходу поршня;

    – середній тиск насоса для даної циліндрової втулки;

    – тиск попереднього наповнення пневмокомпенсатора повітрям

,

де і  – найбільший і найменший тиск насоса;

    – коефіцієнт політропи (для повітря =1,43).

Орієнтовно, тиск попереднього наповнення пневмокомпенсатора повітрям (для даної циліндрової втулки) .

3.6 Тиск в робочій камері насоса при нагнітанні

і всмоктуванні з пневмокомпенсатором

Для визначення тиску () в робочій камері насоса при нагнітанні (рис.3.9,а) складаємо рівняння Бернуллі для перерізів 1-1 і 2-2

(3.17) де  – висота підйому рідини насосом; 

   – потенціальна енергія рідини в перерізі 2-2;

і  – втрати напору відповідно на дільниці  l до пневмокомпенсатора і  L після нього;




а) нагнітання з пневмокомпенсатором;
б) всмоктуванням з пневмокомпенсатором

Рисунок 3.9 – Схема до визначення тиску в робочій камері насоса







– місцеві втрати напору відповідно до і після пневмокомпенсатора;

– інерційні втрати напору на дільниці l (де рідина рухається з прискоренням).

Швидкість  і прискорення  рідини у вихідному патрубку можна знайти з рівняння нерозривності потоку

,                                (3.18)

де  – площа поршня;

    V – швидкість поршня;

   – площа поперечного перерізу вихідного трубопроводу.

Підставивши значення у вираз (3.18), отримаємо

.

Звідки

                       (3.19)

де  – швидкість поршня;

    – прискорення поршня;

    – діаметр поршня;

    – діаметр вихідного трубопроводу.

Підставивши (3.19) у (3.17) і згрупувавши подібні члени, отримаємо

  , (3.20)  

За елементарною теорією  

     ,     (3.21)

де  – кутова швидкість корінного вала насоса;

     r – радіус кривошипа;

    – кут повороту кривошипа.

 Проаналізуємо рівняння (3.20). На початку циклу нагнітання ( =0 ).

,       (3.22)

При = 90

,  (3.23)   

Кінець циклу нагнітання ( = 180 )

. (3.24)

Для реальних умов роботи насоса інерційні втрати напору завжди значно більші від гідравлічних , а тому з рівнянь (3.22), (3.23), (3.24), випливає, що:

– максимальний тиск у циліндрі насоса буде на початку циклу нагнітання ( =0 ), а мінімальний – в кінці нагнітання ( =180 );

– якщо , то ;

– пневмокомпенсатор необхідно монтувати якомога ближче до циліндрів насоса (найкраще на самому насосі).

Для визначення тиску () в робочій камері насоса при всмоктуванні (рис.3.9, б) складаємо рівняння Бернуллі для перерізів 0 - 0 і 1 - 1 

,  (3.25)

де  – атмосферний тиск у перерізі 0-0 (відкрита прийомна ємність);

    – висота всмоктування насоса;

   – потенціальна енергія рідини в циліндрі насоса (переріз 1-1);

   – кінетична енергія рідини в циліндрі насоса;

– відповідно, місцеві втрати і втрати напору по довжині трубопроводу L до пневмокомпенсатора;

– відповідно, місцеві втрати і втрати напору по довжині трубопроводу l (між компенсатором і циліндром насоса);

– інерційні втрати напору на проміжку l.

По аналогії з вихідним трубопроводом

і .                       (3.26)

Підставивши (3.26) у (3.25) і згрупувавши відповідні члени отримаємо

. (3.27)

Проаналізуємо   рівняння  (3.27). На  початку  циклу всмоктування

( =0)

.  (3.28)

При (=90)

.      (3.2)

       Кінець циклу всмоктування ( =180)

.  (3.30)

З аналізу рівнянь (3.28), (3.29), (3.30) випливає, що мінімальний тиск в циліндрі насоса буде на початку циклу всмоктування ( = 0), а максимальний – в кінці циклу всмоктування ( =180). Якщо , то . Отже, пневмокомпенсатор і на вхідній лінії необхідно монтувати якомога ближче до циліндрів насоса.

Для відсутності явища кавітації, необхідно щоб тиск в робочій камері насоса  був більшим від тиску насичених парів перекачуваної рідини (). Найбільшу висоту всмоктування насоса знайдемо з виразу (3.28)

. (3.31)

Аналізуючи рівняння (3.31) можна зробити наступні висновки:

– висота всмоктування насоса буде тим більшою, чим більший атмосферний тиск () у відкритій прийомній ємності ( в горах нижчий, ніж на рівні моря);

– із збільшенням температури перекачуваної рідини висота всмоктування зменшується;

– чим більша густина рідини, тим менша висота всмоктування;

– для зменшення гідравлічних втрат вхідний патрубок насоса повинен бути якомога коротшим, а діаметр його – по можливості більшим, і на вхідному патрубку повинно бути мінімум місцевих втрат;

– чим ближче пневмокомпенсатор розміщений до циліндра насоса, тим можлива більша висота всмоктування;

– збільшення частоти ходів поршня призводить до зменшення висоти всмоктування.

3.7 Індикаторна діаграма

Індикаторна діаграма характеризує залежність між тиском і об’ємом рідини в робочій камері за один оберт корінного вала насоса.

Розглянемо індикаторну діаграму ідеального насоса (рис.3.10, а).

а) ідеальна діаграма; б) реальна діаграма;


Рисунок 3.10
– Індикаторна діаграма насоса однократної дії



Ознаки ідеального насоса наступні:

– перекачувана рідина не стискується і немає в’язкості;

– відсутні втрати рідини;

– тиск на вході і виході – строго постійна величина;

– клапани не створюють ніякого опору;

– відсутнє запізнення відкриття і закриття клапанів.

В координатах p, V індикаторна діаграма ідеального насоса має вигляд прямокутника 1-2-3-4. Точка 1 характеризує стан рідини в робочій камері насоса в кінці циклу всмоктування (момент закриття вхідного клапана); точка 2 – початок циклу нагнітання (момент відкриття вихідного клапана); точка 3 – кінець циклу нагнітання (момент закриття вихідного клапана); точка 4 – початок циклу всмоктування (момент відкриття вхідного клапана).

Площа індикаторної діаграми характеризує індикаторну роботу. Для ідеального насоса індикаторна робота буде

.    (3.32)

Індикаторна потужність – це робота виконана за одиницю часу

   ,   (3.33)

де  – час одного ходу поршня;

    – середня подача насоса за один хід поршня (один оберт корінного вала).

Індикаторна діаграма реального насоса відрізняється від ідеального тим, що лінії 1-2 і 3-4 похилі (це зумовлено стискуванням і розширенням перекачуваної рідини та пружною деформацією стінок робочої камери). На форму лінії 2-3 та 4-1 впливають коливання тиску на вході і виході насоса, а також зміни гідравлічних опорів в клапанах.

Відхилення лінії 1-2 від вертикалі завжди більше ніж 3-4, тому що об’єм, який описує поршень значно більший від об’єму шкідливого простору.  на величину опору вхідного клапана.

Незаштрихована площа індикаторної діаграми (рис.3.10, б) представляє корисну роботу, яку виконує поршень за один оберт корінного вала.

В реальному насосі індикаторний тиск за один хід – величина змінна. Середнє значення індикаторного тиску буде

,                                         (3.34)

де  – площа індикаторної діаграми;

     – довжина індикаторної діаграми;

    – масштаб пружини індикатора.

За індикаторною діаграмою визначають індикаторну потужність і проводять технічну діагностику насоса. Індикаторна потужність реального насоса буде

,                                      (3.35)

де  – середня теоретична подача насоса.

Індикаторна потужність насоса багатократної дії визначається сумою індикаторних потужностей всіх робочих камер.

Для діагнозу несправностей насоса зняту індикаторну діаграму порівнюють з еталонною і виявляють відхилення від норми.

Потужність реального насоса буде

,                                              (3.36)

де  – механічний ККД насоса.

Потужність двигуна для приводу ЗПН

,                                     (3.37)

де   індикаторна потужність;

      механічний ККД насоса;

      ККД передачі між двигуном і насосом;

      коефіцієнт запасу потужності ( для малопотужних насосів;   для потужних насосів).

3.8 Втрати енергії. Коефіцієнт корисної дії і характеристика

зворотно-поступальних насосів

Потужність насоса більша від індикаторної на величину механічних втрат

,                                          (3.38)

де   механічні втрати енергії (в гідравлічній частині: ущільнення поршня, штока; в приводній частині: крейцкопф, зубчаста передача, підшипники валів).

Механічний ККД

.                                              (3.39)

За механічним ККД оцінюють ефективність насоса як механізму.

Об’ємні втрати енергії обумовлюються перетоками рідини (в клапанах, ущільненнях поршня, штока).

Об’ємний ККД

,                                            (3.40)

де   дійсна подача насоса;

      теоретична подача насоса.

За допомогою об’ємного ККД оцінюють досконалість насоса з точки зору його герметичності.

Гідравлічні втрати енергії на проміжку між вакуумметром і манометром (головним чином в клапанах), оцінюються гідравлічним ККД

,                                             (3.41)

де   тиск у вихідному патрубку насоса;

      середній індикаторний тиск в робочій камері насоса.

Індикаторний ККД насоса

.                                           (3.42)

Загальний ККД  ЗПН

          (3.43)

Для ЗПН всі ККД визначаються експериментально.

При розрахунковому навантаженні величина загального ККД залежить від конструкції, стану, якості виготовлення вузлів і деталей та розмірів насоса. В середньому для вальних ЗПН .

Залежність подачі, потужності і ККД від тиску називається характеристикою об’ємного насоса (рис.3.11). Зниження подачі , пояснюється збільшенням втрат через нещільності робочих камер з ростом тиску. Потужність насоса при цьому зростає, а загальний ККД майже постійний в широкому діапазоні зміни тиску (він суттєво знижується лише при низьких і високих тисках). У першому випадку в результаті того, що з наближенням до холостого ходу будь-який механізм працює не економічно, а в другому – внаслідок збільшення втрат).

Рисунок 3.11 – Характеристика об’ємного насоса

3.9 Класифікація клапанів об’ємних насосів

Клапани відносяться до основних вузлів гідравлічної частини об’ємних насосів. Основні вимоги до клапанів наступні:

– забезпечення повної герметичності, підвищеної зносостійкості та безвідмовної роботи;

– невеликий гідравлічний опір;

– безударна посадка тарілки на сідло;

– доступність огляду та швидкої заміни зношених деталей.

Клапани сучасних ЗПН виключно самодіючі. Вони відкриваються і закриваються під дією тиску перекачуваної рідини. За кінематикою клапани поділяються на:

– кулькові з шістьма степенями вільності (завдяки обертанню кульки  і можливості відхилення від осі сідла);

– підйомні з двома степенями свободи (переміщення вздовж і обертання навколо осі клапана).

Кулькові клапани (рис.3.12, а) використовують у тихохідних насосах. Їх переваги – простота і компактність конструкції (найчастіше застосовуються в свердловинних насосах). В потужних швидкохідних
насосах кулькові клапани не використовуються, тому що кульки будуть мати велику масу (виникатимуть значні інерційні сили, що призведе до збільшення запізнення відкриття і закриття).

а) кульковий; б) кільцевий; в) тарілчастий;
г) тарілчастий пружинний

Рисунок 3.12 – Схема клапанів зворотно-поступальних насосів



      У великих насосах найбільш поширені підйомні клапани, які можуть бути ваговими  (рис.3.12,
б і в) або пружинними (рис.3.12, г). Вагові клапани застосовують тільки тоді, коли висока температура чи корозійність перекачуваної рідини виключають тривалу роботу пружини. У всіх інших випадках ставлять пружину. При переході поршнем (плунжером) крайніх положень тарілка завжди запізнюється з посадкою на сідло клапана (при цьому частина рідини перетікає через клапан у зворотному напрямку і умови посадки тарілки на сідло погіршуються). Пружина служить для зменшення цього запізнення. За будовою підйомні клапани поділяються на тарілчасті (рис.3.12, в) та кільцеві (рис.3.12, б). Тарілчасті клапани можуть бути з плоскими чи конічними сідлами; з верхнім, нижнім чи двома направляючими (для точної посадки тарілки на сідло); з притиранням тарілки до сідла (для чистих рідин) або з гумовим чи поліуретановим ущільненням (розміщених на тарілці або на сідлі). В кільцевому клапані (рис.3.12, б) рідина протікає по зовнішніх і внутрішніх стінках кільця (він забезпечує більшу витрату), але із-за складної конфігурації використовується рідко.

Вхідні і вихідні клапани використовуються однаковими і взаємозамінними.

3.10 Основи теорії роботи клапана

Розглянемо вихідний клапан поршневого насоса однократної дії (рис.3.13). Введемо наступні позначення:

  зовнішній діаметр тарілчастого клапана;

  швидкість рідини в щілині клапана;

  висота підйому тарілки клапана;

  площа поршня;

  кутова швидкість обертання корінного вала насоса;

  радіус кривошипа;

  коефіцієнт витрати (залежить від в’язкості рідини, числа Рейнольдса).

Миттєва подача насоса однократної дії

.                                        (3.44)

При відкриванні вихідного клапана частина рідини заповнює простір Вестфаля (рис.3.13), а потім вже поступає на вихід насоса. Виходячи з рівняння нерозривності потоку можна записати наступний вираз

,            (3.45)

де   площа клапана;

      швидкість підйому тарілки над сідлом;

      кут нахилу конічної поверхні сідла.

Рисунок 3.13 – Розрахункова схема клапана насоса

Закон руху тарілки клапана синусоїдальний

,                                          (3.46)

де   максимальна висота підйому тарілки.

Тоді швидкість підйому тарілки над сідлом

.                                (3.47)

При відкритому вихідному клапані справедлива рівність

=.                          (3.48)

З рівняння (3.48) отримаємо

.                             (3.49)

При  з рівняння (3.49) отримаємо

.                                 (3.50)

З рівняння (3.45) отримаємо

.            (3.51)

Підставивши в рівняння (3.51) значення  із (3.47) і  із (3.50), отримаємо

.    (3.52)

Графічна залежність рівняння (3.52) приведена на рис.3.14, з якого можна стверджувати наступне:

–   кут запізнення відкриття вихідного клапана;

–   кут запізнення закриття вихідного клапана;

–   висота зависання тарілки над сідлом при .

Внаслідок наявності простору Вестфаля (див.рис.3.13) відкриття і закриття клапана проходить із запізненням.

Рисунок 3.14 – Діаграма руху тарілки клапана

3.11 Умови виникнення стуку клапана

Зависання тарілки над сідлом клапана (в крайніх положеннях поршня) може привести до її посадки з ударом.

Досліди показують, що із збільшенням частоти ходів поршня клапани починають стукати, в результаті чого руйнуються поверхні тарілки і сідла. Робота клапана зі стуком недопустима. Умови виникнення стуку – предмет ряду досліджень теоретичного і експериментального характеру.

Професор І.І. Куколевський дослідним шляхом встановив, що існує критична швидкість посадки тарілки на сідло, перевищення якої приводить до появи стуку. Критична швидкість

 м/с.

В крайній точці поршня () швидкість опускання клапана практично постійна і буде тим більша, чим більше . Для попередження стуку клапанів необхідно зменшувати . Висоту зависання тарілки над сідлом при () знайдемо з виразу (3.52)

.                                 (3.53)

Тому, що при   з виразу (3.47) отримаємо умову

 м/с.                                      (3.54)

Враховуючи, що  і підставивши значення  у вираз (3.54) отримаємо умову Куколевського, при якій не буде стуку клапана

,                                            (3.55)

де  – максимальна висота підйому тарілки , мм;

     – частота ходів поршня, хв-1.

В дослідах над шістьма різними клапанами Г. Берг встановив, що критична висота запізнення складає певну долю від діаметра клапана

.                                               (3.56)

Для попередження стуку клапанів необхідно одночасно витримувати умови Г.Берга і І. Куколевського.

В ЗПН обмежена частота ходів поршня, оскільки, із збільшенням навантаження підвищується перепад тиску на клапані, що призводить до погіршення умов всмоктування. Тому швидкохідні поршневі насоси нормально працюють тільки при підвищеному тиску всмоктування, який створюється допоміжним підпірним відцентровим насосом.

Ефективні шляхи боротьби зі стуком клапанів наступні:

– збільшення навантаження на тарілку клапана за рахунок встановлення більш жорсткої пружини;

– застосування гумового демпфера (який кріпиться на тарілці або сідлі) для попередження удару металу тарілки об сідло;

– застосування спеціальних конструкцій тарілки та сідла, в яких удар пом’якшується шаром рідини (“клапани на гідроподушці”).

3.12 Основи розрахунку зворотно-поступальних насосів

3.12.1 Розрахунок гідравлічної коробки насоса

Гідравлічні коробки насосів і циліндрові втулки розраховують як товстостінні посудини, що працюють під тиском. Напруження в їх стінках при перевірочних розрахунках визначаються за формулою Ляме

,                               (3.57)

де  – робочий тиск в циліндрі;

    – відповідно зовнішній і внутрішній діаметр перерізу, в якому визначається напруження;

– допустиме напруження для матеріалу гідрокоробки.

Найчастіше гідрокоробки насосів відливають із чавуну або сталі (конструкційної чи легованої) з товщиною стінок (за конструктивними і технологічними міркуваннями) не менше 15...20 мм.

3.12.2 Розрахунок штока насоса двохсторонньої дії

Шток насоса розраховується на стійкість і втому (при розтягу-стиску). Напруження визначається в небезпечних перерізах штока (різьба, канавки для виходу різця, місце під ключ).

Знаходять максимальні та мінімальні напруження

;                                       (3.58)

,                                       (3.59)

де  і  – відповідно максимальне і мінімальне зусилля, що діє на шток;

    – площа перерізу штока;

    – найменший діаметр штока.

Найбільше стискуюче зусилля, що діє на шток

,      (3.60)

де  – зусилля від тиску рідини ( в передній камері насоса);

     – зусилля від тертя в циліндропоршневій парі (ЦПП);

     – робочий тиск в циліндрі;

    – діаметр поршня;

    – довжина гумової манжети поршня;

    – коефіцієнт тертя гуми по сталі ().

Найменше розтягуюче зусилля, що діє на шток

,  (3.61)

де  – зусилля від тиску рідини  в штоковій камері насоса;

    – зусилля від тертя в ущільненні штока;

    – коефіцієнт тертя в ущільненні штока ().

Розрахунок штока на стійкість ведеться за рівнянням Ейлера

,                                       (3.62)

де  – критичне навантаження на шток;

    – модуль пружності матеріалу штока;

   – момент інерції небезпечного перерізу;

    – довжина штока.

Момент інерції визначається виразом

,                                         (3.63)

де  – діаметр штока.

Радіус інерції перерізу

,                                            (3.64)

Стійкість штока

,                                            (3.65)

де  – коефіцієнт, що враховує спосіб закріплення кінців стержня (для штока ).

Якщо стійкість штока  ,  то критичне навантаження визначається за формулою Ейлера, а запас стійкості повинен бути .

Запас стійкості

.                                           (3.66)

Якщо стійкість   ,   то  розрахунок ведеться за формулою
Ф. Ясінського

,                                  (3.67)

де  – критичні напруження для штока.

Запас стійкості штока ()

.                                          (3.68)


3.13 Регулювання режиму роботи зворотно-поступальних насосів

Подача ЗПН визначається виразом

,                                     (3.69)

де  – площа поршня (плунжера);

     – довжина ходу поршня;

     – частота ходів поршня;

    і – кратність дії насоса;

    – коефіцієнт подачі.

Із залежності (3.69) виходить, що при постійній швидкості приводного двигуна регулювати режим роботи ЗПН (змінювати його подачу) можна зміною робочого об’єму (за допомогою площі  або ходу ).

Зміна діаметра практикується в поршневих і плунжерних насосах, які комплектуються змінними циліндровими втулками і поршнями (плунжерами і їх ущільненнями). При будь-якому ступеневому регулюванні подачі об’ємного насоса залежність  (рис.3.15) виражається сімейством ліній, приблизно паралельних осі тисків. Ці лінії обмежені зверху точками , розміщеними на гіперболі з рівною корисною потужністю згідно рівняння

,                                            (3.70)

де  – номінальна корисна потужність насоса.

Граничні точки , для кожної із подач , підраховуються за (3.70) і приводяться в технічній характеристиці насоса.

Змінювати довжину ходу поршня (плунжера) насоса можна за допомогою зміни величини радіуса кривошипа (ексцентрика). В стаціонарних об’ємних насосах (із-за складності) цей метод майже не застосовується. Тільки при видобутку нафти штанговими свердловинними насосними установками (ШСНУ) регулювання режиму роботи свердловини можна досягати зміною величини радіуса кривошипа верстата-качалки (рис.3.16), переставляючи пальці, якими з’єднуються шатуни з кривошипами).
      Регулювати подачу поршневого (плунжерного) насоса можна зміною швидкості приводного двигуна (теплового, електродвигуна постійного стуму). Якщо ЗПН приводить в рух електродвигун змінного струму (з постійною частотою обертання), то регулювати частоту ходів поршня (плунжера) можна зміною передавального відношення передачі (пасової, ланцюгової, зубчастої) або за допомогою коробки змінних передач (розміщеної між електродвигуном і насосом).

Рисунок 3.15 – Ступеневе регулювання об’ємного насоса

Рисунок 3.16 – Кривошип верстата-качалки

В насосах багатократної дії зменшення подачі інколи можна досягти зниженням кратності дії (виключенням з роботи окремих камер шляхом виймання тарілок вхідних клапанів). Проте, заводи-вироб-ники забороняють регулювання подачі зменшенням кратності дії насоса, оскільки при цьому збільшуються пульсації подачі і тиску, вібрація насоса і динамічні навантаження, а значить – різко знижується ресурс насоса.

Теоретично регулювати режим роботи ЗПН можна зміною величини коефіцієнта подачі (використовуючи пневморегулятори подачі). Промислові дослідження пневморегуляторів подачі показали, що вони ускладнюють конструкцію і знижують надійність гідравлічної частини ЗПН, а тому практично використовуються дуже рідко.

Регулювати роботу об’ємних насосів можна перепуском рідини по байпасу із вихідної лінії на вхідну (метод не економічний), або періодичним їх включенням.

3.14 Випробування об’ємних насосів

Метою випробувань насосів являється:

– отримання характеристик;

– перевірка відповідності насосів вимогам і гарантіям;

– визначення показників надійності, строків і обсягу ремонтних робіт і потреби в запасних частинах;

– отримання дослідних матеріалів для модернізації насосів і вдосконалення їх виробництва.

Види випробувань бувають: заводські, приймальні, типові, випробування на надійність, ресурсні тощо. Кожному виду випробувань відповідає визначений зміст і визначене число дослідних насосів одного типорозміру.

Прилади вимірювання вибирають так, щоб відносна похибка результату вимірювання не була більшою граничної, встановленої стандартом для даного виду випробувань.

Перед зняттям характеристик проводять обкатування насоса на режимах рекомендованих державними стандартами. При зніманні характеристик об’ємного насоса регулюють тиск на виході (від мінімального до 25, 50, 75  і 100% номінального його значення).

Для визначення спеціальних показників об’ємного насоса проводять наступне:

– знімають індикаторну діаграму;

– визначають втрати при роботі насоса;

– виміряють температуру елементів насоса;

– знаходять втрати при нерухомих робочих органах.

Випробування на надійність бувають двох видів:

– контрольні;

– ресурсні.

Контрольні випробування входять в склад інших випробувань і служать для перевірки показників надійності, вказаних у технічній документації. Через рівні проміжки часу визначають технічні показники насоса, а після випробувань – ступінь зносу деталей.

Ресурсні випробування продовжують до виникнення необхідності капітального ремонту насоса або до його повної відмови. Під час випробувань фіксують:

– сумарний час роботи до моменту вимірювання технічних показників;

– обслуговування насоса (характер, трудомісткість);

– характер і причини відмов;

– час роботи до кожної відмови;

– час ліквідації відмови.

Насос задовольняє вимогам державному стандарту, якщо:

– результати випробувань знаходяться в межах допустимих відхилень для насосів даного типорозміру;

– похибки результатів вимірювань не перевищують значень, встановлених державним стандартом.

3.15 Основні правила обслуговування об’ємних насосів

Експлуатація насосів безпечна, якщо прийняті заходи, що виключають надмірне підвищення тиску і температури, а також запобігають втратам рідини і від небезпеки рухомих частин насоса.

Першому запуску насоса повинні передувати наступні операції:

– заправка підшипників мастилом;

– регулювання ущільнень;

– заповнення насоса перекачуваною рідиною (для покращення пуску і попередження перегріву ущільнень);

– перевірка правильності напрямку обертання вала насоса.

Запуск об’ємного насоса проводять тільки при повністю відкритій засувці на вихідній лінії. При можливості двигун запускають в холостому режимі роботи насоса. Потім частота обертання двигуна доводиться до оптимальної і насос включають на мережу. При цьому контролюють нагрівання підшипників і відсутність стуків в насосі.

При експлуатації об’ємних насосів необхідно:

– підтримувати рівень мастила в підшипниках і обновляти його;

–  стежити  за роботою ущільнень;

– систематично очищати приймальний фільтр-сітку;

– періодично перевіряти справність запобіжного клапана і при необхідності регулювати його;

– підтримувати насос і його фундамент у чистоті;

– проводити огляд і поточний ремонт вузлів і деталей гідравлічної і приводної частин.


4 ТУРБОБУРИ

4.1 Будова і принцип дії турбобурів

 

Турбобур – вибійний гідравлічний двигун, в якого гідравлічна енергія потоку промивальної рідини перетворюється в механічну роботу вихідного вала, до якого приєднується долото.

Перший в світі турбобур був запропонований в 1923 році російським інженером М. А. Капелюшніковим. Турбобури Капелюшнікова не знайшли застосування, тому що при одноступеневій турбіні рідина протікала по її лопатках зі швидкістю (50 ...70) м/с. Така велика швидкість промивальної рідини, що несла з собою абразивні частинки вибуреної породи, приводила до швидкого зношування лопатей турбіни. Крім цього турбобур Капелюшнікова мав невелику потужність (3,5 ... 11) кВт і низький ККД (25 ... 30) %.

В 1934 році інженери П. П. Шумілов, Р. А. Іоаннесян, Е. І. Тагієв і М. Т. Гусман запропонували новий турбобур, який принципово відрізнявся від турбобура Капелюшнікова  (в ньому вже була передбачена багатоступенева турбіна). В новому турбобурі число ступеней доходило до 100 ... 150, що дозволило збільшити потужність турбобура і зменшити частоту обертання вала (цим самим відпала необхідність у редукторі). Ця робота завершилась в 1940 році створенням промислового турбобура.

В сучасних різних моделях турбобурів застосовується  від 100 до 350 ступеней. Такі турбобури для зручності виготовлення і монтажу виконують із 2…3 секцій.

Будова односекційного турбобура показана на рис.4.1. Він складається з деталей двох систем: які обертаються – ротора і які не обертаються – статора. До ротора відносяться вал з насадженими на ньому робочими колесами, частинами опор (що обертаються) і деталей кріплення. Систему статора складають корпус з перевідником, направляючі колеса, нерухомі частини опор і ніпель. Кріплення деталей на валу і в статорі забезпечується силами тертя, які діють на торцях деталей при затягуванні різьбових з’єднань роторної гайки і ніпеля. Ротор фіксується відносно статора за допомогою осьової і радіальної опор. Для регулювання взаємного положення лопатевих систем ротора і статора служить кільце 11, розміщене між статором і підп’ятником. Обертовий момент в статорі


1, 24 – перевідники; 2 – втулка корпуса; 3 – корпус; 4 – контргайка; 5 – ковпак; 6 – роторна гайка; 7, 10 – диски п’яти; 8 – підп’ятник; 9 – кільце п’яти; 11, 17 – регулювальні кільця; 12, 18 – ущільнюючі кільця; 13 – статор, 14 – ротор; 15 – втулка середньої опори; 16 – середня опора; 19 – упор; 20 – шпонка; 21 – втулка нижньої опори; 22 – ніпель; 23 – вал

Рисунок 4.1Односекційний турбобур


сприймається корпусом турбобура, який жорстко зв’язаний з бурил
ьними трубами. Рівний але протилежно направлений обертовий момент, який діє в роторі, через вал турбобура передається долоту.

Турбінні колеса бувають литими або збірними. В умовах вібраційного навантаження застосовують більш міцні монолітні колеса, але кращі форми лопатей з чистою поверхнею мають колеса, змінні ободки яких виготовлені із сталі методом точного литва або із полімерних матеріалів. Маточини збірних коліс виготовлені із трубних заготовок, з’єднуються з лопатевою частиною за допомогою ексцентричного з’єднання. Для підвищення міцності, колеса мають ободки, однак в турбобурах малого діаметру застосовують безободкові диски.

В якості опор турбобура використовують гумометалеві підшипники ковзання і кулькові підшипники: упорно-радіальні, упорні і радіальні.

Гумометалевий упорно-радіальний підшипник виконується у вигляді багатоступеневої проточної п’яти. Ступень п’яти складається із підп’ятника 1, диска 2 і втулки 3. Гумове облицювання підп’ятника (рис.4.2, а) має три робочі поверхні – дві плоскі торцеві, які сприймають осьові навантаження, і внутрішню циліндричну, яка працює як радіальний підшипник.

1 – підп’ятник; 2 – диск; 3 – втулка

Рисунок 4.2 – Гумометалеві підшипники (а, б) і опори кочення (в, г)

Радіальний підшипник середніх опор складається із зовнішньої та внутрішньої втулок і з’єднуючих їх ребер, приварених до втулок. Гумове облицювання завулканізоване у виточці внутрішньої втулки (див. рис.4.1). Радіальним підшипником служить також ніпель.

На всіх гумових облицюваннях розміщені канавки, які служать для мащення підшипників промивальною рідиною. Матеріалом для облицювання служить тепломаслостійка гума, яка зберігає свої властивості при температурі до 110 С, в середовищі, яке містить нафту, газ і інші хімреагенти.

В сучасних турбобурах, поряд з гумометалевими підшипниками, застосовують багаторядні безсепараторні кулькові підшипники – упорно-радіальні (рис.4.2, в) і упорні (рис.4.2, г), а також однорядні радіальні. Упорні підшипники монтують на гумометалевих амортизаторах (їх ресурс в декілька раз вищий, ніж у гумометалевої п’яти).

Досвід експлуатації секційних турбобурів показав неможливість їх використання з гідромоніторними долотами із-за того, що навіть при незначному перепаді тиску через нижню радіальну опору (ніпель) протікає (10…25)% промивальної рідини.

Шпиндельні турбобури дозволяють значно зменшити втрати промивальної рідини і покращити енергетичні характеристики турбобура, оскільки в них осьова опора винесена в окрему нижню секцію – шпиндель (рис.4.3). Функції радіальних опор у шпинделі виконують втулки, які облицьовані гумою і встановлюються над осьовою опорою і під нею. Над верхньою і нижньою радіальними опорами встановлені сальникові ущільнення валу. Звільнення осьової опори від функції радіальної, а також зменшення втрати рідини, що протікає через неї, підвищує ресурс роботи опорних компонентів.

Застосовуються шпинделі, як з гумометалевою опорою, так із багатоступеневою кульковою опорою з встановленням різних сальникових пристроїв, які зменшують просочування промивальної рідини до ніпеля шпинделя.

До шпинделя приєднують одну (при бурінні невеликих глибин), дві, три або чотири послідовно з’єднані турбінні секції, конструкції яких аналогічні до конструкцій верхніх секцій секційного турбобура. Загальна кількість турбін досягає 100…450. Принцип з’єднання турбінних секцій між собою і приєднання до них шпинделя аналогічний з’єднанню секцій у секційних турбобурах (обертовий момент між валами секцій передається через конусно-шліцеві муфти).

4.2 Види турбобурів

В залежності від призначення турбобури розрізняють:

– для суцільного буріння шарошковими і алмазними долотами; колонкові турбодолота (КТД);

– спеціальні для буріння стовбурів великого діаметру методом реактивно-турбінного буріння (РТБ);

– для похило-скерованого буріння (турбінний відхилювач);

– для буріння вставними долотами.

Турбобури однакового призначення відрізняються за діаметром корпусу (240, 215, 195, 172, 164, 127, 104,5 мм) і за числом секцій:

  •  односекційні типу Т12МЗ і Т12РТ з числом ступеней 100…120;
  •  КТД з числом ступеней до 160;
  •  двосекційні типу ТС і  А; трисекційні типів ЗТС і  А.

а – в зібраному вигляді; б – середня опора;
в – осьова гумометалева опора; г – упорна радіально-кульова опора;

1 – перехідник; 2 – конусно-шліцева муфта; 3 – вал шпинделя; 4,5 – регулювальні кільця; 6 – сальникові ущільнення; 7 – підкладні втулки; 8 – втулки радіальних опор; 9 – середні опори; 10 – корпус; 11 – комплект опор; 12 – ніпель; 13 – диск п’яти; 14 – кільце п’яти; 15 – облицювальна гума; 16 – підп’ятник; 17 – втулка

Рисунок 4.3 – Схема шпинделя турбобура

За будовою нижня секція секційного турбобура аналогічна односекційному турбобуру і може застосовуватись самостійно. Верхні секції можуть мати власну підвіску вала на осьовій опорі (в турбобурах типу А6КЗС) або ж передавати осьове навантаження валу нижньої секції. Для з’єднання валів секцій служать конусно-шліцеві муфти.

За типом турбін:

– з нормальними турбінами (з горизонтальною лінією тиску);

– з похилою лінією тиску (типу А);

– з похилою лінією тиску і системою гідродинамічного гальмування (наприклад, А7ГТШ).

За конструкцією опор:

–  з гумометалевими опорами;

– з опорами кочення.

Всі турбобури можуть бути безшпиндельними і шпиндельними (в шифрі шпиндельних турбобурів є буква Ш, наприклад, ЗТСШ1, А7Ш).

4.3 Однорозмірна теорія осьових турбін

Рух рідини в ступені турбіни (рис.4.4) описується складними закономірностями (рідина рухається в осьовому напрямку і в обертовому – разом з ротором). Для спрощення теорії турбіни турбобура, можна допустити, що рух рідини в каналах (між діаметрами D1 і D2) відбувається циліндричними шарами (див. рис.4.4).

Розріжемо циліндричну поверхню діаметром D по твірній і розгорнемо її на площину. На площині отримаємо профілі лопатей статора і ротора (рис.4.5).

Для спрощення дослідження руху рідини в ступені всі розрахунки ведуться по якійсь еквівалентній струминці, яка тече на розрахунковому діаметрі з якоюсь середньою швидкістю.

1 – корпус; 2 – вал; 3 – статор; 4 – ротор; 5 – регулювальне кільце

Рисунок 4.4 – Ступінь турбіни турбобура

α – кут нахилу середньої лінії профілю на виході статора до осі решітки;
β
- кут нахилу середньої лінії профілю на вході ротора до осі решітки;

β1 – кут між вектором швидкості  і віссю решітки;

β – кут нахилу середньої лінії профілю на виході ротора до осі решітки;

β2– кут між вектором швидкості  і віссю решітки;
d
  хорда профілю; f – прогин профілю

Рисунок 4.5 – Профілі лопатей статора і ротора

При виборі еквівалентної струминки повинні бути враховані наступні дві основні умови:

1) витрата рідини через турбіну, підрахована за середньою швидкістю еквівалентної струминки, повинна співпадати із фактичною;

2) характеристики турбіни підраховані за середніми швидкостями еквівалентної струминки і розрахунковому діаметру, повинні співпадати з фактичними (під розрахунковим діаметром розуміють діаметр тієї циліндричної поверхні, на якій лежить середня струминка).

Розрахунковий діаметр турбіни ділить площу каналу (між діаметром D1 і D2) на дві рівновеликі площі

,                          (4.1)

де D1 – зовнішній діаметр каналу;

    D2 – внутрішній діаметр каналу.

З формули (4.1) отримаємо:

,

або

.                                    (4.2)

   Для характеристики профілю лопатей статора і ротора (див. рис.4.5) застосовують наступну термінологію:

– середня лінія профілю – крива, проведена через центри кіл, вписаних у профіль;

– хорда профілю d – проекція профілю на дотичну двох точок вгнутої її сторони;

– прогин профілю f – відстань від хорди до вершини середньої лінії;

– крок решітки t 

,                                               (4.3)

де  – число лопатей; ;   – розрахунковий діаметр турбіни;

– вісь решітки – лінія проведена через однойменні точки профілю;

–  кут профілю – кут нахилу хорди до осі решітки;

–  – кут нахилу середньої лінії профілю статора до осі решітки;

– – кут нахилу середньої лінії профілю на вході ротора до осі решітки;

–– кут нахилу середньої лінії профілю на виході ротора до осі решітки;

– – кут між вектором швидкості  і віссю решітки;

– – кут між вектором швидкості  і віссю решітки;

і – кут атаки між направленням вхідної кромки лопаті ротора і вектором  ;  ;

– – кут відхилення  між направленням вихідної кромки профілю і вектором ;  ;


4.4 Плани швидкостей. Режим роботи турбіни

Для вивчення дії потоку на турбіну простежимо за зміною швидкості рідини в лопатевій системі. Позначимо проекції швидкості  на осі циліндричної системи координат:  – радіальну;  – тангенціальну;  – осьову.

В прямоточній турбіні рідина рухається в основному вздовж осі і навколо неї. Рух по циліндричних поверхнях дещо порушується в результаті перетікання рідини через радіальні зазори, які породжують місцеві радіальні течії: відцентрові – після статора і доцентрові – після ротора. Але тому, що об’єм рідини, яка перетікає невеликий, то приймають, що  (нехтують змінами в потоці рідини вздовж радіусу і розглядають умови тільки на одній циліндричній поверхні з розрахунковим діаметром ).

В густих решітках турбіни кут нахилу  абсолютної швидкості  (на вході ротора) приблизно рівний кутові нахилу лопаті статора . Значення швидкості визначається витратою рідини, що прокачується через турбобур. Зручно визначати не швидкість , а її осьову складову

,                                                  (4.4)

де  – витрата рідини через турбіну;

     – площа поперечного перерізу каналу на виході із статора;

,                                               (4.5)

де  – розрахунковий діаметр турбіни;

     h – висота лопатей (див. рис.4.4).

Відносна швидкість натікання рідини на лопаті ротора буде
(рис. 4.6)

,                                               (4.6)

де  – абсолютна швидкість рідини на виході ротора;

      – переносна (колова) швидкість рідини на вході ротора.

Напрямок  залежить від співвідношення швидкостей і . При роботі турбобура вказане співвідношення змінюється. Відповідно змінюється напрямок відносної швидкості , створюючи при цьому різні режими обтікання лопатей ротора. Найсприятливіші умови для руху без інтенсивних вихроутворень виникають приблизно при нульовому куті атаки (безударний вхід у ротор). Відповідні швидкості позначимо індексом “” (, ).

Рисунок 4.6 – Плани швидкостей (а) і полігон швидкостей
на безуд
арному режимі (б) в ступені турбіни

Якщо турбіна сповільняє обертання (), то виникає зона інтенсивних вихрів S з випуклої сторони профілю, а при збільшенні швидкості () вихроутворення S′ розвиваються на протилежній стороні (див. рис.4.6, а).

В результаті рівності площ поперечних перерізів осьова швидкість на вході в статор така ж, як і на вході в ротор, і рівна . А тому плани швидкостей для обох перерізів однакові.

При безударному вході в міжлопатеві канали ротора і статора кути атаки рівні нулю, а значить   і  .

Суміщені трикутники швидкостей, побудовані при цих умовах, називаються полігоном швидкостей (див. рис.4.6, б). Такий спосіб суміщення планів швидкостей і позначення кутів  був запропонований
П. П. Шуміловим.

Верхньою основою трапеції служить колова швидкість , а висотою – осьова швидкість . Напрямок середньо-векторних швидкостей  і  приблизно співпадає з напрямками хорд: ; . Видно також, що одночасні безударні входи в ротор і статор можуть бути тільки при додержані подвійної рівності

.                        (4.7)

Значить даній лопатевій системі відповідає відповідне відношення швидкостей /. Сукупність гідравлічних явищ в робочій камері турбіни при цьому співвідношенні швидкостей називається безударним режимом роботи турбіни.

Формула (4.7) дозволяє для даної турбіни і для даної витрати рідини визначити колову швидкість , а потім відповідну частоту обертання вала

.                                                (4.8)

4.5 Полігон швидкостей. Кінематичні коефіцієнти турбін

Завдяки тому, що полігон швидкостей безударного режиму будується за кутами нахилу лопатей, то змінюючи форму полігона, можна отримати різні типи турбін, які задовольняють тим чи іншим експлуатаційним вимогам. Форма полігона визначається кутами нахилу або відношеннями швидкостей (рис.4.7).

Чотири із співвідношень служать незалежними параметрами (кінематичними  коефіцієнтами) лопатевої системи даного типу (див.
рис. 4.7).

Коефіцієнт осьової швидкості (коефіцієнт витрати) дорівнює відношенню висоти полігона до верхньої основи

.                                              (4.9)

Для безударного режиму роботи турбіни можна записати

.            (4.10)


Рисунок 4.7 – Полігон швидкостей і побудова профілів лопатевої
решітки за кінематичними коефіцієнтами

Із формули (4.10) видно, що зростанню коефіцієнта осьової швидкості відповідає зростання кутів нахилу середньо-векторних швидкостей  і  та кутів профілів лопатей.

При заданих розмірах турбін коефіцієнт  характеризує співвідношення між витратою рідини і частотою обертання на безударному режимі. При однакових витратах рідини більш тихохідною турбіною буде та, у якої кути профілів більші. Якщо ж швидкість обертання вала однакова, то “багатолітражна” турбіна має більший  порівняно з “малолітражною”. Коефіцієнт осьової швидкості знаходиться в межах , причому, якщо 1, то це високошвидкісні (малолітражні турбіни), коли 1 – низькошвидкісні (багатолітражні).

Коефіцієнт активності рівний відношенню тангенціальної проекції середньо-векторної абсолютної швидкості до колової швидкості

.                                          (4.11)

Коефіцієнт реактивності рівний відношенню тангенціальної проекції середньо-векторної відносної швидкості до колової швидкості

.                                          (4.12)

Причому

.                                              (4.13)

Коефіцієнти  і  служать показником неоднаковості потоку в статорі і роторі. При , полігон швидкостей симетричний, а решітки статора і ротора однакові як оригінал і його дзеркальне відображення (рис.4.7). В таких симетричних решітках потік рідини в статорі і роторі однаковий, тобто ; ; . Крім цього  і . Умова одночасного безударного входу в статор і ротор виконується автоматично. Трикутник середньо-векторних швидкостей в симетричних решітках рівнобедрений. Рівність   означає, що відносно однойменних точок профілів рідина рухається в статорі і роторі з однаковою швидкістю (це викликає однакове зношування лопатей) і забезпечується рівність перепадів тиску в статорі  і в роторі  (загальний перепад тиску ділиться в ступені навпіл).

При 0,5 решітки (а значить  і відповідні турбіни) називаються активними, а при 0,5 – реактивними. Гідромеханічне навантаження (відносні швидкості, перепади тиску) статора інтенсивніші в активних турбінах, а ротора – в реактивних. Окремий випадок  відноситься до чисто активних решіток. Трикутник середньо-векторних швидкостей прямокутний, причому вектор – вертикальний. Тиск рідини по довжині каналів в ступені ротора залишається незмінним  (), тому, що значення швидкості  не змінюється. Весь перепад тиску відбувається у статорі.

Випадок, коли   і , відноситься до чисто реактивних решіток. Тиск рідини в статорі постійний (), весь перепад тиску приходиться на ротор. Чисто реактивні турбіни в практиці не використовують.

За заданими кутами лопатей коефіцієнт активності можна визначити за формулою

.                                   (4.14)

Коефіцієнт циркуляції – відношення нижньої основи полігона швидкостей до верхньої

.                                     (4.15)

Коефіцієнт циркуляції характеризує відношення між силовим (М) і швидкісним () факторами в безударному режимі. В залежності від значення  розрізняють три типи турбін: нормальні (), високоциркулятивні () і низькоциркулятивні ().

Форму профілів лопатей, що відповідають величині кінематичних коефіцієнтів можна представити, якщо побудувати полігон безрозмірних швидкостей (рис.4.7). Для цього від початку вектора , довільну величину якого приймемо за одиницю, в тому ж напрямку відкладемо відрізок довжиною , а потім перпендикулярний до нього відрізок . З’єднавши кінці вектора  з кінцем відрізка , отримаємо трикутник середніх швидкостей. Відкладемо в обидві сторони від його вершин половину  і з’єднаємо кінці отриманих таким чином відрізків з кінцями вектора . Тепер всі кути нахилу лопатей статора і ротора визначені графічно. Дальше під кутами  і  нанесемо на ескіз решітки хорди профілів. Із кінців хорди під кутами  і  (для статора) і  і  (для ротора) проведемо дотичні до кінців середніх ліній профілів, приблизні контури яких легко відновити за напрямом дотичних.

Кожному із значень коефіцієнтів , ,  і  відповідає певний тип решіток і, навпаки, кожний тип решітки характеризується чотирма числами.

На рис.4.8 представлена класифікація турбінних решіток (для випадку коли  і ), а змінюється тільки коефіцієнт активності. Полігон швидкостей має форму паралелограма, направленого в одну або іншу сторони в залежності від коефіцієнта активності. В окремому випадку при  полігон прямокутний.

Високоциркуляційні решітки (в яких ) мають полігон швидкостей, який звужується до верху. У випадку  лопаті в роторі і статорі стануть більш пологими. Це сприяє зменшенню гідравлічних втрат при повертанні струминки в каналі.

Рисунок 4.8 – Профілі турбінних решіток і вигляд полігонів
швидкостей (при σ = 1 і  = 0,9)

4.6 Умови роботи турбобура на вибої

При проробці стовбура свердловини (наприклад, калібрування стовбура перед спуском обсадних колон) на основну опору турбобура діє тільки навантаження від власної ваги елементів турбобура і тиску потоку рідини (зусилля направлене зверху вниз)

,                                             (4.16)

де  – гідравлічне навантаження від перепаду тиску в турбіні, долоті і п’яті турбобура;

     – вага роторної частини турбобура і долота в рідині.

Гідравлічне навантаження визначається виразом

,                                            (4.17)

де  – сумарний перепад тиску в турбіні, долоті і п’яті турбобура;

     – розрахунковий діаметр ступені турбіни.

При бурінні свердловини на основну опору турбобура діє осьове навантаження

,                                        (4.18)

де  – реакція вибою;

,                                                 (4.19)

де  – осьове навантаження на долото.

При  – умова плаваючої п’яти (тертя в основній опорі відсутнє).

При бурінні свердловин в результаті ударів зубців долота об вибій і створення хвильового процесу, реакція вибою є змінною величиною і може досягати максимального значення , тоді формула (4.18) приймає вигляд

.                                      (4.20)

Тобто сумарне осьове зусилля на основну опору може бути направлене вгору або вниз (а тому зазори , див. рис.4.1).

Осьове навантаження на долото при бурінні шарошковими долотами здійснюється, виходячи з умови об’ємного руйнування гірської породи

,                                          (4.21)

де  – осьове навантаження, при якому виконується умова об’ємного руйнування породи;

– коефіцієнт, який враховує зміни умов руйнування породи на вибої, ;

– твердість породи за штампом;

– площа контактної поверхні породоруйнуючих елементів долота з вибоєм.

Враховуючи (4.21) осьове навантаження на долото, беруть з умови

,                                           (4.22)

де  – допустиме навантаження на долото, обумовлене його міцністю.

При бурінні лопатевими, алмазними і твердосплавними долотами величину осьового навантаження визначають за формулою

,                                          (4.23)

де  – осьове навантаження на одиницю діаметра долота (залежить від фізико-механічних властивостей гірських порід);

     – діаметр долота.

Частота обертання долота визначається за формулою

,                                           (4.24)

де  – допустима лінійна швидкість різання, що визначається з умови абразивного зношування і нагрівання долота ( м/с).

Витрату промивальної рідини визначають із умов ефективної очистки вибою і забезпечення виносу вибуреної породи по затрубному кільцевому просторі

,                                         (4.25)

,                                       (4.26)

де  – питома втрата промивальної рідини, 3/с)/м2 (при бурінні гідравлічними вибійними двигунами (м3)2);

     – площа вибою свердловини, м2;

     – мінімальна швидкість руху промивальної рідини в кільцевому просторі, яка забезпечує винесення породи, м/с ( м/с і залежить від діаметра долота);

    – площа кільцевого простору, м2.

За характеристику насосної установки беруть найбільше значення Q, якому відповідає значення допустимого тиску для даних циліндрових втулок.

Перепад тиску в турбіні визначається за її характеристикою, а в долоті і п’яті за формулою

,                                         (4.27)

де а – коефіцієнт, який залежить від розмірів і форми проточних каналів долота і п’яти.

Якщо задані витрата рідини Q, її густина , то для турбіни з розрахунковим діаметром  легше знайти момент, частоту обертання і ККД, а потім перепад тиску

.                                            (4.28)

4.7 Характеристика турбіни

Під характеристикою турбіни турбобура розуміють залежність її потужності , моменту , коефіцієнта корисної дії  та перепаду тиску  від частоти обертання  при заданій витраті перекачуваної через неї промивальної рідини .

Зображується характеристика турбіни у вигляді кривих, побудованих у прямокутній системі координат за даними стендових випробувань декількох ступеней турбіни або зібраного турбобура (рис.4.9).

Залежності  та  будують за результатами стендових випробувань. При цьому виходять із того, що  і  пропорціональні числу ступеней і густині рідини.

Дві інші залежності (тобто  і ) будують за першими двома, використовуючи залежності

;   .

Стендові дослідження турбобура показали, що залежність моменту від частоти майже прямолінійна. Значить, чим більша частота обертання вала, тим менший обертовий момент і навпаки. У зв’язку з цим розрізняють два режими роботи турбіни: гальмівний, при якому , а обертовий момент досягає максимального значення () і холостий, коли частота обертання досягає максимального значення (), . Виходячи з цього, можна записати

,                                           (4.29)

Рисунок 4.9 – Характеристика турбіни

звідси

,                            (4.30)

де  – гальмівний момент;

    – частота обертання вала турбіни при холостому режимі.

Корисна потужність турбіни

,                                          (4.31)

де  .

Тоді

.                                   4.32)

Потужність, створювана турбіною при постійній витраті рідини, пропорціональна квадрату частоти обертання вала і графічно зображається квадратичною параболою, яка перетинає вісь абсцис в точках  і .

Максимум потужності визначається з виразу

.                       (4.33)

Звідси  .

При  маємо максимальне значення потужності.

.              (4.34)

Отримані залежності (4.33) і (4.34) справедливі для турбін, які мають коефіцієнт циркулятивності .

Підведена до турбіни потужність дорівнює

.                                       (4.35)

Тоді ККД буде

,                                (4.36)

тобто ККД турбіни при різних частотах обертання вала () змінюється так, як і потужність, а максимальні значення  і  досягаються при однакових . Залежно від форми лопатей значення  дещо змінюється, що призводить до неспівпадання максимумів  і . Режим, при якому потужність турбіни досягає максимального значення, називається екстремальним або ефективним, а той, при якому ККД досягає максимального значення – оптимальним.

Екстремальний режим роботи відмічається в точці, коли частота обертання вала турбобура досягає половини від частоти обертання холостого ходу.

При роботі на оптимальному режимі втрати тиску на подолання гідравлічних опорів у турбіні мінімальні. Турбобур найстійкіше працює на екстремальному режимі, при якому невелика зміна осьового навантаження на долото суттєво не змінює частоту його обертання. Профіль лопатей турбіни вибирають так, щоб перепад тиску на турбіні мало змінювався при зменшені або збільшенні обертання і ККД досягав максимуму при

.

У наш час випускають турбобури з так званою падаючою лінією тиску. У них перепад тиску залежить від частоти обертання вала і при зменшенні її від  до нуля перепад тиску знижується приблизно в два рази. Це дозволяє покращити в цілому робочу характеристику турбіни – підвищити стійкість її роботи при .

Із зміною кількості і якості промивальної рідини,  що перекачується через турбіну, змінюються її енергетичні параметри. П. П. Шумілов встановив такі залежності впливу кількості промивальної рідини на показники роботи турбін

; ;

; .                             (4.37)

Ефективність роботи турбіни в значній мірі залежить від кількості перекачуваної рідини. Проте збільшення  обмежується технічними можливостями бурових насосів і допустимим тиском у циркуляційній системі.  Необхідно врахувати, що основні параметри характеристики турбіни змінюються пропорціонально густині промивальної рідини

.                        (4.38)

Параметри характеристики турбіни можна змінювати із збільшенням або зменшенням кількості ступеней . При одній і тій же витраті промивальної рідини  зростають  пропорціонально кількості ступеней турбіни, а частота обертання турбіни і число ступеней  зв’язані таким співвідношенням

.                                     (4.39)

Так, наприклад, при збільшенні кількості ступеней в чотири рази, частота обертання ротора зменшиться у два рази.

4.8 Ремонт і регулювання турбобура

Несправний турбобур повинен бути привезений в цех по ремонту турбобурів на протязі доби, для розпресування, тобто виймання вала з деталями з корпусу. Якщо неможливо його відправити у майстерню, то необхідно в умовах бурової установки розпресувати його за допомогою лебідки, щоб запобігти засиханню  бурового розчину в середині корпусу.

Зміст і обсяг ремонту визначають після повного розбирання турбобура. Різьбові з’єднання турбобура відкручують, використовуючи лебідку і тельфер. Після відкручування ніпеля турбобур подають на гідравлічний прес, щоб розпресувати корпус і вал. В таблиці прикріпленій на гідравлічному пресі вказують допустимий тиск по манометру для кожного типорозміру турбобура. Якщо вал не розпресовується граничним навантаженням, турбобур на декілька годин поміщають у ванну з гарячою водою, а потім знову піддають розпресуванню. Деталі з вала знімають за допомогою гідравлічного преса і лебідки з поліспастом.

Розібрані вали і корпуси промивають у ванні, яка приблизно на довша за турбобур. Воду підігрівають парою. Ванну виготовляють з обсадної труби великого діаметра. Зверху на 1/3 діаметра її вирізають по всій довжині, а по торцях заварюють дно. Промиті і висушені деталі проходять візуальний контроль і дефектування. При огляді вала і корпуса звертають особливу увагу на наявність вм’ятин, тріщин і інших зовнішніх дефектів. Обов’язково вал і корпус перевіряють на прямолінійність. Для цього їх встановлюють на дві опори і, обертаючи вал, індикатором проводять заміри в 5…6 точках. Якщо кривизна перевищує допустиму величину вал і корпус виправляють на пресі.

Стан різьб перевіряють зовнішнім оглядом і різьбовими калібрами. Зношені різьби перенарізають. Корпус, який зношений всередині, вибраковують. При відновленні різьби корпуса, частину корпуса відрізають, а для збереження номінальної довжини встановлюють надставки на посадці з натягом з їх попереднім нагріванням до температури від 400 С до 500 С. Опори турбобура при осьовому і радіальному люфтах більших за допустимі до складання на допускаються і ремонту не підлягають. Ротори і статори із зламаними і погнутими лопатями вибраковують.

Перед складанням ступені підбирають в комплекти селективно. Підбирають комплекти з нових ступеней і відремонтованих. Комплектацію проводять наступним чином. На контрольну плиту накладають один на одного торцями 10 статорів і 10 роторів і заміряють їх висоти. Якщо різниця більша за 1 мм, то стопку перекомплектовують. Допустима різниця по висоті стопки не повинна бути більшою 0,2 мм. В окремих випадках дозволяється підрізати один або декілька статорів чи роторів, але не більше як на 1 мм.

При збиранні ступеней зазори а і в (див. рис.4.4) встановлюють за допомогою регулювального кільця 5. Якщо турбобур призначений для буріння свердловин, то зазори мм, а якщо для проробки стовбура (калібрування стовбура перед спуском обсадної колони), то
мм,  мм.

Перед опусканням в свердловину перевіряється легкість запуску турбобура, герметичність його різьбових з’єднань, а також визначається осьовий люфт турбобура. Правильно зібраний і відрегульований турбобур запускається при тиску від 1 до 1,5 МПа, при цьому обертання вала повинне бути рівномірним без ривків. При виключені подачі рідини вал повинен зупинитися плавно. Різка зупинка вала свідчить про наявність великого тертя в опорах. В цьому випадку необхідно провести обкатування турбобура на ведучій трубі під ротором на протязі (10…15) хв. з метою припрацювання поверхонь тертя.

Для визначення осьового люфта турбобур (який висить на талевій системі) валом обпирають на стіл ротора і роблять відмітку на валу біля торця ніпеля. Потім турбобур припіднімають з ротора і роблять другу відмітку на валу біля торця ніпеля. Відстань між відмітками буде рівна величині осьового люфта. В новому турбобурі допустимий осьовий люфт становить (0 ... 2) мм. Коли осьовий люфт збільшиться до
(
4 ... 5) мм, турбобур відправляють у турбінний цех на ремонт. Основною причиною збільшення осьового люфта в процесі роботи турбобура є зношування деталей основної опори (системи підп’ятників або кулькового підшипника).

Збільшення протікань промивальної рідини через ніпель свідчить про зношення деталей радіальних опор. Радіальний люфт вала не повинен перевищувати 1,5 мм.

Для попередження попадання в турбобур сторонніх предметів у муфті верхньої бурильної труби встановлюється фільтр.

Після складання турбобура по закінченні його ремонту всі конічні різьби повинні бути скручені до упору в торці, вал повинен легко повертатись з моментом до 200 Нм.


5 КОМПРЕСОРИ

5.1 Область застосування і типи компресорних машин

Компресор – енергетична машина для підвищення тиску і переміщення повітря, газу або їх сумішей.

При бурінні свердловин компресори застосовуються в системах пневмокерування буровими установами; для наповнення стисненим повітрям пневмокомпенсаторів бурових насосів; для виносу вибуреної породи при бурінні свердловин з продувкою вибою повітрям тощо.

При видобутку пластового флюїду компресорні установки широко застосовуються для освоєння свердловин; експлуатації нафтових свердловин ер-газліфтом; закачування газу в пласт з метою підтримання пластового тиску; збору попутного газу і транспортування його  на газопереробні заводи; транспортування газу по магістральних газопроводах тощо.

За принципом дії компресорні машини, як і всі проточні машини, поділяються на два класи:  динамічні (до яких відносяться лопатеві компресори і вентилятори, а також  струминні компресори); об’ємні (до яких відносяться поршневі, поршне-мембранні, мембранні та різні типи роторних компресорів).

Лопатеві компресори і вентилятори бувають: відцентрові, осьові та діагональні.

За розміщенням циліндрів компресори об’ємної дії бувають: горизонтальні, вертикальні, прямокутні (кутові), опозитні, V-подібні, Ш-подібні, зіркоподібні.

За кінцевим тиском компресори поділяються на:

1) низького тиску (до 1,5 МПа);

2) середнього тиску (від 1,5 до 10 МПа);

3) високого тиску (від 10 до 100 МПа);

4) надвисокого тиску (більше 100 МПа).

За видом перекачуваного середовища – повітряні, кисневі, аміачні, для природного газу тощо.

За умовами експлуатації: стаціонарні (з масивним фундаментом і постійним обслуговуванням) ; пересувні (що переміщаються при експлуатації, іноді без постійного обслуговування); автономні (з власними допоміжними системами, що включені в склад агрегату ).

За системою охолодження:

1) без штучного охолодження;

2) з повітряним охолодженням;

3) з внутрішнім водяним охолодженням;

4) із зовнішнім охолодженням в проміжних холодильниках;

5) охолоджувані вприскуванням рідин.

5.2 Поршневі компресори. Принцип дії, будова, класифікація

Принцип дії поршневих компресорів аналогічний принципу дії поршневих насосів: при зворотно-поступальному русі поршнів відбувається циклічне наповнення робочих камер і виштовхування з неї порцій перекачуваного середовища. Але характер робочого процесу в компресорі суттєво інакший, ніж в насосі. За будовою ці машини також значно відрізняються. За системою охолодження циліндрів і їх мащення поршневі компресори близькі поршневим двигунам внутрішнього згоряння (ДВЗ). Деякі деталі цих машин аналогічні.

За способом передачі руху робочим органам поршневі компресори поділяються на дві групи:

1) з механізмом руху (найчастіше кривошипно-шатунним);

2) вільно-поршневі.

Кривошипні компресори бувають приводні і моноблочні.

З метою здешевлення виробництва компресорів, їх випускають з уніфікованими базами, які представляють сукупність нормалізованих елементів руху, систем їх мащення, а для моноблочних машин – також і приводу. Модифікація компресорів з однією базою, розраховані на різні тиски і продуктивності, що мають однакову потужність і довжину ходу поршнів, відрізняються розмірами циліндрів і числом ступеней стиснення. Уніфікація вигідна і для експлуатації машин, тому що спрощується їх обслуговування і ремонт. Крім цього можна модифікувати компресор в процесі його експлуатації.

На рис.5.1 зображений двоступеневий компресор з уніфікованою базою, яка складається із станини, колінчастого вала з корінними підшипниками, шатунів, крейцкопфів, проміжного холодильника, а також системи мащення і деяких інших частин машини. Циліндр першої ступені більшого діаметра розташований вертикально, а циліндр другої ступені – горизонтально, причому вихідна лінія направлена вниз, а не вгору, як у поршневих насосах (це необхідно для виносу із циліндрів конденсату). Циліндри і кришки циліндрів мають порожнини для циркуляції в них охолоджувальної рідини.

В поршневих компресорах використовують різні способи регулювання продуктивності. Один із способів – штучне збільшення “шкідливого” простору в циліндрі. На рис.5.1 видно, що в кришці циліндра першої ступені розміщена додаткова порожнина, яка приєднується до основної за допомогою клапана пневматичної дії.

1 – станина; 2 – колінчастий вал; 3 – противаги колінчастого вала;
4 – шатун; 5 – крейцкопф; 6 – направляючі крейцкопфа; 7 – ц
иліндр першої ступені; 8 – поршень першої ступені; 9 – циліндр другої ступені; 10 – поршень другої ступені; 11 – клапан вхідний; 13 – ущільнення штока; 14 – проміжний холодильник; 15 – додаткова порожнина (для регулювання продуктивності компресора); 16 – клапан;
17 – маховик

Рисунок 5.1 – Поршневий компресор

Мащення циліндрів мінеральним мастилом часто небажане або недопустиме із-за різних причин (якщо мастило забруднює перекачуваний газ або вступає з ним в реакцію (кисень, хлор тощо), або якщо газ розчиняється в мастилі і погіршує його властивості, чи створює конденсат, який змиває мастило із стінок циліндра). При високих температурах компресорне мастило розкладається і викликає небезпеку вибуху. Тому створені компресори, що не потребують мащення циліндрів, і ущільнень штоків. Існує три різновиди таких машин: з ущільнюючими елементами поршня і штока, що не потребують мастила; з лабіринтним ущільненням; мембранні компресори.

Компресори однакового типу розрізняються числом рядів циліндрів, розміщенням циліндрів і ступеней, конструкцією кривошипно-шатунного механізму, який може бути крейцкопфним і безкрейцкопфним. Це – ознаки схеми компресора, яка обумовлює конструкцію машини, її масу, габарити, вартість, а також економічність в експлуатації, надійність, зручність обслуговування і ремонту.

Схеми поршневих компресорів приведені на рис.5.2. Безкрейцкоп-

І, II, III, IV, V – ступені стиснення

Рисунок 5.2 – Схеми поршневих компресорів

фні компресори (а-д) прості за конструкцією і компактні, а тому їх використовують у пересувних установках. В потужних компресорах відчуваються недоліки цієї схеми: понижений ККД, велика втрата газу через поршневі кільця, підвищений виніс мастила із картера і насичення ним транспортованого газу, неефективне використання об’єму циліндра (поршні односторонньої дії). Вказані недоліки ліквідовані в схемах з крейцкопфом (е-к).

В схемі  и  (опозитний компресор)  повністю  зрівноважені сили інерції поступальних мас, сили тиску газу на поршні протилежні за напрямком, внаслідок чого корінні підшипники розвантажені. Цим самим зменшується робота сил тертя, а значить і зношування підшипників і корінних шийок вала.

Опозитні компресори, володіючи доброю динамічною зрівноваженістю, розвивають більш високу частоту обертів вала. Це дозволяє знизити масу на (50 ... 60)% і габарити порівняно з неопозитними горизонтальними компресорами.

На рис.5.2, к зображена схема так званого диференційного блоку поршнів, яка застосовується в багатоступеневих компресорах. Це дозволяє зменшити число ущільнень і довжину ряду циліндрів. Камеру з високим тиском для зниження втрат газу через ущільнення поршня найменшого діаметра, як правило, розміщують у торці блока.

На нафтових і газових промислах потужні і складні газоперекачувальні агрегати (ГПА) використовують, як в стаціонарних, так і в пересувних компресорних станціях. Основні параметри баз газомотокомпресорів (ГМК) приведені в табл.5.1, а їх схеми на рис.5.3.

Таблиця 5.1 – Основні параметри газомотокомпресорів

  1.  Параметри

ГМ-8

(а)

10 ГКН

(в)

МК-8

(б)

ДР-12

(г)

Номінальна потужність, МВт

0,4

1,1

2,06

5,5

Частота обертання вала, с-1

10,0

5,0

5,0

5,5

Хід поршня, мм

225

356

485

508

Число циліндрів двигуна

8

10

8

12

Число компресорних циліндрів

4

5

4

6

Штокове зусилля, МН

0,11

0,15

0,39

0,80

Маса бази (без компресорних циліндрів), т

15

50

87

153

За кордоном найбільш розповсюджені ГМК американських фірм Купер-Бессемер, Дрессер-Кларк, Інтерсолл-Ренд Вортингтон. За ліцензіями цих фірм випускають компресори в інших країнах (Франція, Італія). ГМК власної конструкції виготовляє голландська фірма Томассен (з філією в Японії) і італійська Нуово-Піньоне. Потужність цих ГМК від 1,35 МВт до 10 МВт при частоті вала 5,5 с-1.

5.3 Основні параметри компресорів

Продуктивність – це кількість газу, що проходить в одиницю часу через вхідний патрубок компресора. Розрізняють вагову, масову і

а – з двостороннім розташуванням компресорних циліндрів і продувних насосів;
б – з одностороннім розташуванням компресорних циліндрів;
в – з одностороннім розташуванням компресорних циліндрів і продувних насосів;
г – з двостороннім розташуванням компресорних циліндрів;

1 – поршень двигуна; 2 – поршень компресора; 3 – крейцкопф;
4 – поршень продувного насоса; 5 – направляючі крейцкопфа; 6 – ф
ундаментна рама

Рисунок 5.3 – Схеми газомотокомпресорів

об’ємну продуктивності. Об’ємна продуктивність – при умовах всмоктування і комерційна – при стандартних умовах (атмосферний тиск і температура 20 С). Комерційна витрата визначається із виразу

.

Звідси

,                                      (5.1)

де  – витрата при умовах всмоктування;

    – густина газу при умовах всмоктування;

   – густина газу при стандартних умовах.

Відношення тисків в компресорі (не допускається вживання терміну “ступінь стиснення”)

,                                              (5.2)

де  – початковий тиск (тиск газу на вході в компресор);

    – обмежений тиск (тиск газу на виході компресора).

В залежності від  на одну ступінь всі компресори поділяють на три групи, а саме:

– вентилятори;  – нагнітачі (відцентрові, осьові, діагональні);  – об’ємні компресори (як правило це поршневі машини).

Питома робота ( l ) – це кількість енергії, яка затрачується на стиснення 1 кг газу

,                                            (5.3)

де  – корисна питома робота;

    – питома робота втрат.

,                                            (5.4)

де  – питома потенціальна робота;

     – питома кінетична робота.

,                                            (5.5)

де  – абсолютна швидкість газу на виході компресора;

     – абсолютна швидкість газу на вході в компресор.

Для поршневих компресорів  нехтують (із-за її незначимості).

Напір компресора

,                                            (5.6)

де  – корисна питома робота стиснення;

    – прискорення вільного падіння.

 або ,                                       5.7)

де  – питомий об’єм газу;

     – об’єм газу;

     – маса газу;

     – густина газу.

На рис.5.4 приведені індикаторні діаграми для 1 кг ідеального газу при різних процесах стиснення.

Площа по контуру 1-3-- – питома потенціальна робота при ізотермічному стиснені ідеального газу.

.                                             .8)

Для політропного процесу стиснення з показником  можна записати

.                                       (5.9)

Визначаючи з рівняння (5.9) v і підставляючи в рівняння (5.8), отримуємо

.                       (5.10)

n = 1 – ізотерма; k>n>1 – політропа; n=k – адіабата; n>k – політропа

Рисунок 5.4 – Питомі індикаторні діаграми для ідеального газу

Із рис.5.4 бачимо, що мінімальна питома потенціальна робота буде при ізотермічному процесі стиснення газу, а значить і потужність на приводі компресора при цьому буде мінімальна.

Коефіцієнт потужності (термодинамічний ККД)

,                                              (5.11)

де  – корисна питома робота стиснення;

     – затрачена питома робота стиснення.

Коефіцієнти потужності показують, наскільки близько реальний процес стиснення газу наближається до ідеального. Розрізняють три коефіцієнти потужності:

– ізотермічний

,                                           (5.12)

– адіабатний

,                                        (5.13)

– політропний

.                                     (5.14)

Для потужних компресорів користуються адіабатним або політропним коефіцієнтами потужності, а для малих, які добре охолоджуються – ізотермічним.

Потужність компресора складається із суми внутрішньої потужності і потужності механічного тертя на втрати в частинах машини, ізольованих від потоку газу

,                                   (5.15)

де  – внутрішня корисна потужність;

     – механічні втрати потужності.

З іншого боку

,                                      (5.16)

де  – індикаторна потужність компресора;

     – механічний ККД компресора;

    – коефіцієнт запасу (). Для потужних компресорів приймають , а для малопотужних – .

Механічний ККД компресора

,                                           (5.17)

де  – внутрішня корисна потужність компресора;

     – потужність компресора.

До основних параметрів компресора відносяться також його габаритні розміри, маса та ціна.


5.4 Одноступеневий стиск в поршневому компресорі

5.4.1 Робочий процес в циліндрі компресора

На індикаторній діаграмі (рис.5.5) точка а відповідає закриттю вхідного клапана, b – відкриттю вихідного клапана, с – закриттю вихідного клапана і d – відкриттю вхідного клапана. Лінія da – відповідає процесу всмоктування, ab – стиснення, bc – виштовхування, cd – розширенню із шкідливого простору.

Шкідливий простір знаходиться в клапанах і каналах, а також у невеликому об’ємі між поршнем, що знаходиться в крайньому положенні, і кришкою циліндра.

При ході поршня в сторону нагнітання, газ спочатку стискується до тих пір, поки тиск в робочій камері не досягне значення, достатнього для відкриття вихідного клапана. Потім газ виштовхується поршнем через цей клапан у вихідний трубопровід. При русі поршня від кришки циліндра тиск в робочій камері падає до тиску всмоктування не зразу, а лише після того, як розшириться газ, що залишився в шкідливому просторі циліндра.

Рисунок 5.5 – Індикаторна діаграма поршневого компресора

Зміна тиску всмоктування і виштовхування являються наслідком двох впливів: змінного перепаду тиску в клапанах і пульсації потоку у вхідній і вихідній лініях. На початку відкриття вхідного клапана в результаті малої щілини спостерігається значне зниження тиску (до точки М1). На початку виштовхування тиск (з тієї ж причини), навпаки, підвищується (до точки М2). Якщо клапан повністю відкритий, то втрати тиску в клапані змінні тому, що швидкість газу в ньому змінюється (із-за змінної швидкості поршня). Тому, навіть при постійному тиску у вхідних і вихідних патрубках, лінії всмоктування і виштовхування на індикаторній діаграмі відхиляються від горизонтальних прямих.

Ізобари  і , проведені на діаграмі, відповідають середнім тискам в патрубках компресора. Коли клапан відкритий, коливання тиску розповсюджується на порожнину циліндра. Це впливає на швидкість руху газу через клапан і відображається на кривій тиску. Із-за того точки а і с можуть розміщуватись як на ізобарах, так і нижче або вище них, в залежності від фази пульсації газу в крайньому положенні поршня.

Показник політропи стиснення і розширення однаковий. Шкідливий простір не впливає на потенціальну роботу а значить – на корисну роботу. Він зменшує продуктивність компресора. Конструктивно компресори проектуються з мінімальним шкідливим простором.

Із збільшенням частоти обертання вала компресора процеси стиснення і розширення наближаються до адіабатних, тому що теплообмін проявляється слабше.

5.5 Об’ємна витрата газу на вході одноступеневого компресора

На рис.5.6 приведена схематизована індикаторна діаграма ідеального одноступеневого компресора зі шкідливим простором. Площа індикаторної діаграми – це індикаторна робота (для 1 кг газу – питома робота).

де  – об’ємний коефіцієнт (враховує зменшення продуктивності із-за наявності шкідливого простору);

     – коефіцієнт герметичності (враховує втрати через нещільності клапанів і поршнів);

     – температурний коефіцієнт (враховує зниження продуктивності із-за розширення холодного всмоктаного газу при його дотику з гарячими стінками робочої камери);

     – коефіцієнт клапанів (враховує зниження продуктивності в результаті розширення газу після протікання через вхідний клапан). Опір клапанів, як правило, мінімальний, а тому ).

Рисунок 5.6 – Схематизована індикаторна діаграма

,                              (5.20)

Коефіцієнти ,  і  можна об’єднати в коефіцієнт ефективності і визначити за емпіричною формулою В. Е. Лісічкіна і А. М. Горшкова

,                       (5.21)

де  – відношення тисків компресора.

Для багатоступеневих компресорів ,  і  визначаються за емпіричними залежностями [14].

Об’ємний коефіцієнт визначається із наступних міркувань.

Виходячи із рис.5.6 можна записати вираз

,                               (5.22)

де  – об’єм шкідливого простору;

     – об’єм, який описує поршень;

     – об’єм газу в кінці циклу розширення;

     – об’єм газу, що всмоктується в циліндр.

Згідно рівняння Клапейрона для ідеального газу з рис.5.6 можна записати

.                                 (5.23)

Звідси

.                                      (5.24)

Розділимо всі члени рівняння (5.22) на

                                 (5.25)

і підставимо в рівняння (5.25) значення  із (5.24)

.                              (5.26)

Позначимо відносний об’єм шкідливого простору ; , тоді із формули (5.26) отримаємо

  .

Звідси

.                                 (5.27)

Аналізуючи формулу (5.27) бачимо, що із збільшенням шкідливого простору і відношення тисків продуктивність компресора зменшується.

Якщо відношення тисків прийме критичне значення, то , а значить продуктивність компресора буде рівна нулю.

Із формули (5.27) отримуємо

.                                      (5.28)

Для компресора, в якому  і при  із формули (5.28) отримуємо, що . Для цього випадку схематизовані індикаторна діаграма представлена на рис.5.7. 

5.6 Ступеневе стиснення газу в поршневому компресорі

Ступеневе стиснення газу приводить до  ускладнення компресорного господарства, але його застосування викликане наступними причинами.

Перш за все, воно необхідне у випадку, коли температура в кінці циклу стиснення газу перевищує допустиму за умовами безпеки і нор-

Рисунок 5.7 – Схематизована індикаторна діаграма при критичному

                   відношенні тисків

мального мащення компресорів. При температурі (180 ... 200) С компресорне мастило починає інтенсивно розкладатися. На гарячих поверхнях утворюється нагар – шар продуктів окислення мастила, лакоподібна плівка із загустілого мастила. Нагар затрудняє охолодження, мішає правильній дії поршневих кілець (можливе заклинювання, поломка кілець, задири циліндра ) і клапанів, підвищує сили тертя, зношування і аеродинамічний опір клапанів. В повітряних компресорах нагар у вихідних трубах може самозагорятись, що супроводжується підвищенням температури і навіть вибухами. А тому відношення тисків в одній ступені компресора обмежується, за виключенням невеликих компресорів з нормальними умовами охолодження, зношенням .

Обмеження температури стисненого газу – не єдина причина ступеневого стиснення, яке використовується в компресорах без мащення циліндрів. Справа в тому, що при розподілі процесу підвищення тиску газу на ступені з проміжними охолодженнями робота зміни тиску відбувається при менших питомих об’ємах, завдяки чому досягається економія потужності. Разом з цим збільшуються втрати в клапанах і міжступеневих комунікаціях, ускладнюється конструкція компресора і вся компресорна установка за рахунок холодильників і комунікацій, тому для даного значення  існує рентабельне число ступеней, яке залежить від співвідношення між вартістю машини і затратами енергії на стиснення газу.

Чим менші затрати на енергію (наприклад, при систематично неповному завантаженні компресора) і чим більші витрати на проміжне охолодження, тим вигідніший компресор з малим числом ступеней. На практиці використовують наступні числа ступеней Z:

Z

1

2

3

4

5...7

7

5 ...30

13 ...150

35 ...400

150...1100

Графік робочого процесу при триступеневому стисненні газу приведений на рис.5.8.

Рисунок 5.8 – Робочий процес при ступеневому стисненні газу

Заштрихована площа на рис.5.8 – це економія роботи стиснення (економія потужності на приводі компресора) внаслідок проміжного охолодження газу після кожної ступені стиснення.

При ступеневому стисненні газу (в ідеальному випадку) відношення тисків у компресорі буде

,                                  (5.29)

де ,  ...  – відношення тисків у першій,  другій ... Z-ій ступенях.

Розподіл температур в багатоступеневому компресорі залежить від ступені охолодження газу в холодильниках. Охолодження називається повним, якщо температура газу на вході всіх ступеней така ж, як і температура всмоктування в першу ступінь. Практично охолодження газу не буває повним. Границя можливого охолодження газу визначається початковою температурою охолоджуючого агенту (води, повітря). При неповному охолодженні фактична різниця температур складає 5...15 С (порівняно з температурою всмоктування в першу ступінь).

Для повного охолодження необхідно щоб вода, яка поступає, була холоднішою від газу, що всмоктується в першу ступінь.

5.7 Основи термодинамічного розрахунку

нафтопромислового компресора

Термодинамічний розрахунок проводиться з метою визначення або уточнення основних параметрів компресора. Як правило, він проводиться в два етапи: попередній і перевірочний розрахунок.

Попередній термодинамічний розрахунок виконують на початковій стадії проектування. В ньому вибирають схему компресора, знаходять поршневу силу, визначають допустиму частоту обертання, хід поршня, діаметр циліндрів і штоків, потужність. При попередньому розрахунку деякі величини на можуть бути вибрані точно, а тому приймаються приблизно (наприклад, відносний шкідливий простір, втрати енергії в клапанах, комунікаціях тощо).

При перевірочному розрахунку знаходять міжступеневі тиски, температуру в кінці циклу стиснення в кожній ступені, продуктивність компресора, його потужність. Перевірочний розрахунок завершує проект і являється його обов’язковою частиною. Наведемо приклад виконання попереднього термодинамічного розрахунку

Завдання. Розрахувати компресор продуктивністю 10 м3/хв = 0,167 м3, призначений для стиснення природного газу від атмосферного тиску до 0,8 МПа. Склад газу по об’єму: 65% СН4 етан); 28% С2Н6 (етан); 7% С3Н8 (пропан). Температура газу, який поступає в компресор, літом плюс 20 С, взимку – мінус 5 С. Відносна вологість газу літом і взимку  .  Температура охолоджуючої води літом плюс 25 С , взимку – плюс 15 С. Привод компресора від синхронного електродвигуна.

Попередній термодинамічний розрахунок.

Розрахунок компресора проводимо за літніми умовами роботи, враховуючи більш важкий режим температур.

1 Вибір числа ступеней

Відношення тисків у компресорі

.

Приймаємо двоступеневий компресор.

2 Розподіл тисків по ступенях

Відношення тисків в кожній ступені вигідно приймати рівними між собою, а тому

,

де Z – число ступеней стиснення.

І ступінь:  МПа (за вихідними даними);

 МПа.

ІІ ступінь

 МПа;

 МПа.

3 Показник адіабати і газова постійна суміші

Показник адіабати суміші визначаємо із виразу

,

де  – показник адіабати суміші;

     – об’ємна доля і-компоненту в суміші;

    – показник адіабати і-компоненту (вибираємо із таблиць).

;

.

Газову постійну визначаємо з формули

,

де  – об’ємна доля і-компоненту в суміші;

    – молекулярна маса і-компоненту.

.

4 Визначення температур по ступенях

За завданням літом температура газу, який поступає в І ступінь компресора, +20 С і початкова температура води +25 С. Враховуючи неповне охолодження газу в проміжному холодильнику, приймемо температуру газу на вході другої ступені +27 С, тобто на +2 С вищою від температури охолоджуючої води.

Температуру газу в кінці циклу стиснення визначаємо за формулою

;

 С;

 С.

Температури газу в кінці циклу стиснення знаходяться в допустимих межах ( С).

5 Вибір типу і схеми компресора

Приймаємо схему однорядного кутового компресора з циліндрами двосторонньої дії з вертикальним – більшого розміру і горизонтальним – меншого діаметру (рис. 5.9).

При виборі схеми компресора враховують складність і форму комунікацій, способи герметизації поршнів,  штоків тощо.

Рисунок 5.9 – Схема прийнятого компресора

6 Коефіцієнти співвідношення об’ємів

Коефіцієнти співвідношення враховують втрати робочого агента із-за конденсації вологи, відводу газу за технологічними потребами.

Для кожної із ступеней стиснення коефіцієнти співвідношення об’ємів визначаються за формулою

,

де  – коефіцієнт втрат;

     – коефіцієнт конденсації вологи;

     – коефіцієнт відводу газу;

    ,

тут ,

де  – втрати в клапанах;

     – втрати в поршнях;

     – втрати в сальниках.

Втрати визначаються за емпіричними залежностями, які враховують відношення тисків і тиск на вході ступені.

Для заданих умов і вибраної схеми компресора

і .

Для будь-якої ступені стиснення  визначається за емпіричною залежністю

                             ,

де  – відносна вологість газу;

– тиск насичених парів газу.

Випадати конденсат буде в холодильнику між І і ІІ ступенями, а тому

;

; ; .

7 Визначення об’ємного коефіцієнта

Об’ємний коефіцієнт продуктивності для будь-якої із ступеней стиснення залежить від шкідливого простору, відношення тисків і показника політропи

.

Приймаємо  (відносний шкідливий простір для першої ступені);

(відносний шкідливий простір для другої ступені).

Показник політропи визначається за емпіричними залежностями

при  МПа;

при  МПа.

Для нашої схеми

;

і

,

.

8 Визначення коефіцієнтів наповнення

Значення коефіцієнтів наповнення визначається за формулою

,

де  – коефіцієнт тиску (визначається із графічних залежностей);

     – коефіцієнт температурний (визначається із графічних залежностей).

Для вибраної схеми

;    ;    ; .

Тоді

                                ;   .

9 Визначення секундних робочих об’ємів

Для будь-якої ступені стиснення секундні робочі об’єми визначаються залежністю

.

Для нашої схеми

 м3;

 м3.


10 Визначення параметрів приводу компресора

Частота обертів впливає на габарити і масу компресора. Із збільшенням частоти зменшується маса, але різко зростають інерційні сили. А тому частота обертів визначається залежністю

,

де ; ;  – маси зворотно-поступальних частин (відповідно бази, поршневого штока, і поршневої групи);

    – номінальне значення поршневої сили (визначається як зусилля від тиску газу на поршень);

    – величина ходу поршня (вибирається в залежності від поршневої сили);

,

де  – хід поршня, м;

     – поршнева сила, Н;

    – коефіцієнт (). Чим менше , тим менше значення .

Попередньо приймаємо значення середньої швидкості поршня  м/с (рекомендують  м/с). Приймаємо діаметр штока компресора  мм. Тоді діаметри циліндрів компресора будуть

, м

де – площа штока ( м2);

, м.

Вибраний компресор має наступні діаметри циліндрів: мм; мм.

Значить секундні робочі об’єми будуть забезпечені.

5.8 Шляхи вдосконалення поршневих компресорів

В світі намітились наступні шляхи вдосконалення поршневих компресорів:

1) застосування резонансного наддуву в циліндри першої ступені;

2) застосування прямоточних клапанів;

3) використання внутрішньо-порожнинного охолодження стисненого газу;

4) застосування високопористих пластмас для поршневих кілець і вузлів ущільнення штоків;

5) застосування компресорів без мащення циліндрів.

Резонансний надув в циліндри першої ступені дає можливість збільшити продуктивність компресора (якщо його потужність не повністю використана).

При застосуванні кільцевих пластинчастих клапанів на них втрачається (10...12)% потужності компресора. В прямоточних клапанах втрачається всього (5...6)% потужності.

Суть внутрішньо-порожнинного охолодження полягає в тому, що в робочі камери циліндрів (в кінці циклу стиснення газу) через форсунки вприскується вода, яка перетворюючись в пару, забирає велику кількість тепла. Після кожної ступені стиснення знаходяться кільцеві холодильники і масло волого-відділювачі, в яких конденсат відділяється від перекачуваного газу.

Раніше поршневі кільця і вузли ущільнення штоків були чавунними. Застосування високопористих пластмас для поршневих кілець і вузлів ущільнення штоків значно збільшить ресурс вказаних пар тертя.

Мащення циліндрів мінеральним мастилом часто небажане або зовсім недопустиме з різних причин: в одних випадках стиснений газ не повинен мати навіть слідів мастила, в інших – мастило і газ активно вступають в хімічні реакції, ще в інших – стиснений газ розчиняється в маслі і знижує його мастильні властивості або виділяє конденсат, який змиває масляну плівку зі стінок циліндра. Мащення водою, гліцерином або іншими рідинами, які використовують замість мінерального масла, не являється повноцінним і при його застосуванні збільшується зношування поверхонь тертя. В багатьох випадках газ повинен залишатися зовсім чистим і його забруднення будь-якими рідинами не допускається. В таких випадках застосовуються компресори, які працюють без мащення циліндрів (вони обов’язково необхідні для стиснення кисню і хлору. В цих випадках можливість застосування мастила повністю виключена).

Поршневі компресори, які працюють без мащення циліндрів, виконуються в таких виконаннях: з ущільненнями із самозмащувальних матеріалів; лабіринтними ущільненнями і мембранні.

В мембранних компресорах роль поршня виконує пружна мембрана, яка затиснута по контуру і виконує коливальний рух. Мембранні компресори герметичні, що особливо важливо при стиснені рідких, хімічно чистих і токсичних газів.

У компресорах без мащення циліндрів змащується тільки механізм руху, внаслідок чого різко зменшується загальна втрата мастила.

Вартість компресорів без мащення циліндрів більша, а ККД менший, ніж у компресорів з мащенням циліндрів. Із-за тертя і підвищених втрат газу витрата енергії у них вища на (5 ... 8)%.

Висновки

Даний конспект лекцій не вичерпує всіх питань, що стосуються теорії гідромашин та компресорів, їх випробування, експлуатації і обслуговування, а тільки частково висвітлює їх основні аспекти. Окремі питання даної дисципліни знайдуть своє продовження при вивченні студентами спеціальності „Обладнання нафтових і газових промислів” наступних курсів: „Машини і обладнання для буріння свердловин”, „Машини та обладнання для видобутку нафти і газу”, „Бурові машини і комплекси”, „Нафтогазопромислові машини і комплекси”, „Раціональна експлуатація бурових та нафтогазопромислових машин”, „Монтаж і ремонт бурового обладнання” та „Монтаж і ремонт нафтопромислового обладнання”.

Більш детальну інформацію з розглянутих питань можна почерпнути з літератури, що наведена в кінці конспекту лекцій.


Перелік рекомендованої літератури

Основна:

1 Абдурашитов С.А. и др. Насосы и компрессоры. – М.: Недра, 1974.

2 Касьянов В.М. Гидромашины и компрессоры. – М.: Недра, 1981.

3 Черкасский В.М. и др. Насосы, вентиляторы, компрессоры. –М.: Энергия, 1968.

Додаткова:

4 Башта Т.М. и др. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы. –М.: Машиностроение, 1982.

5 Богданов А.А. Погружные центробежные электронасосы для добычи нефти. – М.Недра, 1968.

6 Бухаленко Е.И., Современные буровые насосы.– М.: Машиностроение, 1971.

7 Верзилин О.И. Современные буровые насосы. – М.: Машиностроение, 1971.

8 Горонович Л.Н., Ливак И.Д. Современные буровые трехпоршневые насосы. ВНИИОЭНГ. – М.: 1979.

9 Коцкулич Я.С., Кочкодан Я.М. Буріння нафтових і газових свердловин. – Коломия: Вік, 1999.

10 Любимов Г.А., Любимов В.Г. Теория и расчет многоступенчатых турбобуров. Л.: Гостоптехиздат, 1963.

11 Мкртычан Я.С., Горонович Л.Н., Концур И.Ф. Повышение надежности трехпоршневых буровых насосов. – М.: ВНИИОЭНГ, 1981.

12 Николич А.С. Поршневые буровые насосы. – М.: Недра, 1973.

13 Палашкин Е.А. Справочник механика по глубокому бурению. – М.: Недра, 1987.

14 Френксль М.М. Поршневые компрессоры. – М.: Машиностроение, 1979.

Нормативна:

15  ДСТУ 2860-94. Надійність техніки.

16  ГОСТ 17398-72. Насосы. Термины и определения.

17 ГОСТ 23447-79. Насосы центробежные нефтяные. Типы и основные параметры.

18 ГОСТ 6031-81. Насосы буровые. Основные параметры.

19 ОСТ 26-12-2032-86. Компрессоры. Термины и определения.

20  ГОСТ 26673-90. Турбобуры. Типы, ряд диаметров.

Методична:

21 Лівак І.Д., Копей Б.В. Збірник методичних вказівок до лабораторних занять з курсу „Гідромашини і компресори” для студентів всіх спеціальностей стаціонарної та заочної форм навчання. – Івано-Франківськ: 1996.

22 Лівак І.Д., Копей Б.В. Збірник методичних вказівок до практичних занять з курсу „Гідромашини і компресори” для студентів всіх спеціальностей стаціонарної та заочної форм навчання. – Івано-Франківськ: 1996.

23 Концур І.Ф., Лівак І.Д. Методичні вказівки і контрольні завдання для студентів спеціальності „Обладнання нафтових і газових промислів” з курсової роботи з дисципліни „Гідромашини і компресори”. – Івано-Франківськ: 1996.

24 Концур І.Ф., Лівак І.Д. Методичні вказівки з курсу „Гідромашини і компресори” для підготовки бакалаврів за напрямком 6.0902 – інженерна механіка. НВИГАЦ-306-98. – Івано-Франківськ: ІФДТУНГ, 1998.

PAGE  19


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

37488. Мераб МАМАРДАШВИЛИ: Прежде - жить, философствовать - потом 111.5 KB
  Потому что они резонируют в нас по уже проложенным колеям воображения и мысли укладываясь во вполне определенное соприсутствие это а не иное соответствующих слов терминов сюжетов тем Следовательно пока нас не спрашивают мы знаем что такое философия. Я предлагаю тем самым ориентироваться на такую сторону нашей обычной жизни характеристика которой как раз и позволяла бы нам продвигаться в понимании и усвоении того что такое философия. Мудрость первая философия теология у Аристотеля выступают наименованием 1ауки о...
37489. Философия. Ответы на экзаменационные вопросы 736 KB
  Таким образом зарождение философии исторически обусловлено: накоплением в практической деятельности людей значительного опыта что формировало у них понимание определенной упорядоченности окружающего мира источником которой как они думали являются имеющиеся в природе некие независимых от человека силы; открытием в различных сферах человеческой деятельности зачатков научных знаний эмпирическое знание которые можно было проверить и которые как люди предполагали были связаны с этими глубинными силами; появлением в классовом...
37490. ФИЛОСОФИЯ И ЕЕ РОЛЬ В ОБЩЕСТВЕ 347 KB
  Основной вопрос философии – это соотношение человека и мира мышления и природы. Неосновные законы: взаимосвязь общего особенного и единичного взаимосвязь сущности и явления взаимосвязь формы и содержания взаимосвязь причины и следствия взаимосвязь необходимости и случайности взаимосвязь возможности и действительности Структура философии: онтология теория бытия гносеология теория познания теория развития социальная философия философия общества философская антропология философия человека методология теория...
37491. Философия: Учебник. 4.63 MB
  ru Рецензенты: кафедра социальной философии Российского университета Дружбы народов им. редактора журнала Вопросы философии доктор филос. Учебник содержит изложение истории философии и рассмотрение ее основных областей. При этом многие вопросы входящие в вузовский курс философии освещены достаточно подробно что позволит студентам и преподавателям специализированных вузов углубленно изучить философские проблемы применительно к своей специальности.
37492. ФИЛОСОФИЯ КУЛЬТУРЫ. Становление и развитие 2.07 MB
  На протяжении всей истории философская мысль обсуждала проблему фундаментального различия между тем, что существует независимо от человека — миром, природой, натурой и тем, что создано человеком как во внешнем, так и в собственном, физическом и духовном, бытии. Уже в древнегреческой философии зародились представления о «техне» как искусной практической деятельности, мастерстве, создающем необходимый человеку предметный мир (отсюда понятие «техника» во всех европейских языках)
37493. Философия педагогики. Учебное пособие для вузов 1.06 MB
  Она лаконично излагает системную суть философии культурологии психологии религиоведения развернуто дает этическую и эстетическую системы знаний в их неотрывной и прямой значимости для педагогической практики параллельно освещая проблемы образования и реальной жизни школы с установкой на их действительное и творческое решение. Философские аспекты образования и воспитания Философия как наука о всеобщих закономерностях жизни и мира является опорой для всех наук в познании изучаемых ими частных закономерностей это же касается педагогики....
37494. Философия Рене Декарта 32 KB
  Декарт сформулировал четыре правила: признавать истинными только ясные и отчетливые положения; расчленять сложную проблему на более простые менее сложные задачи; постепенно переходить от доказанного и известного к недоказанному и неизвестному; не допускать никаких пробелов в логической цепочке рассуждений. На это Декарт отвечал что нельзя полагаться на очевидность наших чувств как это делают эмпирики. Декарт пробует на самоочевидность тезисы о бытии мира Бога и нашего Я.
37495. Конспект лекций по курсу «Философия» для студентов заочной формы обучения 1.33 MB
  Философия как форма мировоззрения ее роль в жизни общества и человека. Бытие человека. В этой ситуации проблемы мировоззренческой ориентации человека осознание им своего места и роли в обществе цели и смысла социальной и личной активности ответственности за свои поступки и выбор форм и направлений своей деятельности становятся главными жизненными ценностями. В становлении и формировании мировоззренческой культуры человека философия всегда играла особую роль связанную с ее многовековым опытом...
37496. Философия. Учебник для вузов. В. В. Миронова 3.74 MB
  Природа человека. Происхождение человека и уникальность его бытия. Природа сущность и существование человека. Смысл жизни и назначение человека.