WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

загрузка...
   Добро пожаловать!

Pages:     | 1 || 3 |

Движение плунжера штангового насоса определяется закономерностями движения головки балансира станка-качалки. Движение полированного штока в свою очередь можно рассматривать как гармонические колебания с амплиту дой, равной половине хода полированного штока S/2 с частотой, равной числу качаний в минуту головки балансира. Некоторые отклонения от чисто гармоничного движения возникают в результате влияния геометрии четырехзвенника станка-качалки на кинематику четырехзвенника.

Инерционные ускорения приводят к перебегу плунжера в мертвых точках. Величину перебега можно определить по формуле Маршу-Коберли:

S n2 H Sа =, ( 1 ) k где S – длина хода полированного штока;

H - глубина подвески насоса;

n – число ходов головки балансира;

k – коэффициент, зависящий от соотношения длины шатуна к длине кривошипа.

Эффективная длина хода плунжера определяется по длине хода полированного штока за вычетом потерь длины хода S и с учетом инерционного увеличения длины хода Sа.

Sэф = S - S +S а. ( 2 ) Удлинением колонны НКТ при работе плунжерного насоса можно пренебречь, так как площадь сечения подъемных труб значительно больше площади сечения штанг.

График движения плунжера (нижнего конца колонны штанг) показан на рисунке 1. В начальный момент времени точка подвеса штанг А, а следовательно, полированный шток занимает крайнее верхнее положение. Соответственно нижний конец этой колонны с учетом инерционного перебега Sа также занимает верхнее положение, соответствующее точке А'. В этот момент на плунжер насоса начинает действовать сила тяжести столба жидкости, поддерживаемого им, а также сила упругости колонны штанг. При перемещении точки подвеса колонны штанг вниз всасывающий клапан насоса закрывается, вследствие чего возникает сила реакции жидкости, находящийся в цилиндре под плунжером насоса.

По мере перемещения полированного штока вниз давление жидкости под плунжером насоса увеличивается, а давление столба жидкости над плунжером остается постоянным. Так как жидкость практически несжимаема, то в какое-то время перемещения верхнего конца колонны штанг вниз ее нижний конец, соединенный с плунжером насоса, остается неподвижным (время на возврат инерционных нагрузок).

В момент времени t', соответствующий точке Б, когда давление жидкости под и над плунжером насоса сравняются, открывается нагнетательный клапан, находящийся в плунжере насоса, и плунжер начинает перемещаться вниз под действием силы тяжести колонны штанг и плунжера. При этом силами трения колонны штанг о стенки НКТ и плунжера о стенки цилиндра можно пренебречь ввиду их незначительности.

Дальнейшее перемещение плунжера насоса вниз происходит равномерно до нижнего его положения ( точка С ), соответствующего полуколебанию точки подвеса штанг.

S Е ' А S Б ' Б А ' Е S т ш t 2 t t t, c t S C D Рисунок 1 – Сравнительный график движения точки подвеса штанг плунжера насоса: 1 – линия движения точки подвеса штанг;

2– линия движения плунжера.

При перемещении точки подвеса штанг вверх, плунжер остается неподвижным от точки С ( точка t2 ), до точки D (точка t3 ), когда сила упругости колонны штанг становится равной силе от разности давлений жидкости над и под плунжером насоса. С этого момента, соответствующего точке D, плунжер насоса начинает перемещаться вверх, преодолев действие силы упругости колонны штанг. Движение плунжера происходит, до верхнего крайнего положения (точ ка Е), при котором заканчивается одно полное колебание как плунжера, так и точки подвеса колонны штанг.

Ввиду инерционности штанговой колонны плунжер совершит некоторый перебег вниз, что приведет к запаздыванию закрытия нагнетательного клапана при переходе к движению вверх. Кроме этого, при закрытии нагнетательного клапана на штанговую колонну начнет действовать сила веса жидкости, что приведет к удлинению колонны на величину S. Поэтому движение плунжера вверх начнется через время t = t3 – t2, за которое точка подвеса штанг переместится на величину S = vшт· t. При этом страгивание плунжера произойдет уже при набранной скорости точки подвеса колонны штанг шт.

Если сравнивать скорости движения головки балансира и плунжера ШСНУ, то окажется, что страгивание плунжера будет происходить практически мгновенно в сравнении с перемещением точки подвеса штанг, так как в точке Д скорость будет больше в сравнении с известной синусоидой, определяющей ускорение движения головки балансира. В этом случае на колонну штанг будет действовать импульс силы, превышающий инерционные нагрузки на штанговую колонну, вызванные ускорением движения колонны при переходе плунжера от движения вниз к движению вверх. Это в конечном счете приводит к гидравлическому удару, вызывающему перегрузки в материале штанг.

Величину динамических нагрузок от гидравлического удара можно определить по формуле Н.Е. Жуковского, выведенного им для трубных систем. Учитывая, что в данном случае гидравлический удар происходит при движении плунжера, а не потока жидкости, такое явление можно назвать обратным гидравлическим ударом.

Интенсивность импульса силы при гидравлическом ударе можно определить на основе решения уравнения Н.Е.Жуковского для неустановившегося движения идеальной несжимаемой жидкости в трубопроводе. Расчеты показывают, что в условиях скважины для насоса с диаметром плунжера 44 мм при скорости плунжера в пределах (0,75-1,0) м/с гидравлический удар составляет не менее 1,5-3,0 МПа. Эта нагрузка существенно влияет на напряженное состояние штанговой колонны, особенно при глубине подвески насоса свыше 1000 м. По этому вполне естественно объяснить обрывы штанг в нижней части действием гидравлического удара при превышении скорости движения точки подвеса штанг свыше 1,0 м/с, что возникает при числе качаний головки балансира свыше 6 за 1 минуту. Учитывая динамику штанговой колонны предложено демпфирующее устройство, расчет которого представлен в третьей главе.

В третьей главе рассмотрены варианты конструкций клапанов штанго- вых плунжерных насосов пробкового типа.

В скважинных штанговых насосах основными узлами являются всасывающий и нагнетательный клапаны. От их состояния во многом зависит эффективность работы насосной установки. В серийных насосах применяются клапаны шаровой конструкции из-за их кажущихся надежности и простоты, хотя обе эти позиции не выдерживают критики.

Фактически конструкция шарового клапанного узла достаточно сложна.

В его состав входят пять конструктивно сложных деталей, причем наиболее сложными являются клетка клапана, посадочное седло и корпус. Запорный элемент прост по форме, которая представляет собой классическую сферу, но технология изготовления шара имеет многоступенчатое исполнение. Износостойкость шаров достигается за счет применения специальных материалов и термообработки.

Работоспособность шарового клапанного узла по герметичности низка, так как контактное касание происходит по линейному принципу. Сфера, впи- санная в конус, представляет собой по линии касания круг. При линейной герметизации малейшее несовпадение с идеальными геометрическими формами приводит к появлению зазоров между контактирующими элементами. Через эти зазоры происходят утечки откачиваемой жидкости. Надежность шарового клапанного узла снижается под действием коррозии и при малейшем износе. Поскольку откачиваемая жидкость имеет высокую коррозионную активность, добиться надежной работы шарового клапанного узла практически невозможно.

На рисунке 2 дается конструктивная схема клапана пробкового типа для плунжерного насоса, первоначально разработанного в УГНТУ.

Клапан жестко крепится к цилиндру насоса и опускается в скважину на колонне подъемных труб. Затем на штангах опускается плунжер с нагнетательным клапаном и насос пускается в работу. Крайнее верхнее положение затвора 5 (клапан открыт) и крайнее нижнее положение затвора 5 (клапан закрыт) ограничивается соответствующими упорными поверхностями корпуса 1 и седла 2.

В момент закрытия клапана вначале затвор 5 входит в соприкосновение с внутренней поверхностью седла 2, происходит первоначальная герметизация зоны всасывания от зоны нагнетания. За счет перепада давления затвор 5 движется вниз до упора хвостовика 4 на упорную поверхность седла 2. При этом в момент движения затвора 5 вниз, эластичное кольцо 6 утоплено в канавке, образованной затвором 5 и поджимным кольцом 7, и не контактирует с седлом 2.

По мере роста давления в зоне нагнетания и роста утечек через затвор 5 поджимное кольцо 7 начинает давить на эластичное кольцо 6 и, распирая его, прижимает к седлу 2, чем предотвращаются утечки через клапан. Таким образом, эластичное кольцо входит в контакт с седлом 2 лишь в неподвижном состоянии затвора 5, чем предотвращается интенсивный износ эластичного кольца 6.

На втором этапе совершенствования клапанного узла были проведены опытно-конструкторские работы по созданию демпфирующего устройства в посадочном узле конструкции. Для этого запорную часть клапана было предложено изготавливать в дифференциальном варианте таким образом, чтобы в ходе закрытия сквозного отверстия клапана процесс происходил в два этапа.

Для этого одна часть запорного устройства должна осекать от общего канала часть полости, жидкость из которой должна выдавливаться через калиброванные каналы. В результате посадка запорного элемента на седло будет происходить не мгновенно, а в течение определенного промежутка времени, что существенно снижает динамическую нагрузку за счет уменьшения скорости и ускорения при посадке запорного элемента клапана. На рисунке 3 приведена расчетная схема демпфирующего устройства.

Г у а н н м р з с н к о еч ик о Рисунок 2 - Всасывающий клапан штангового скважинного насоса Б d к d A с d D Рисунок 3 – Схема к расчету демпфирующей способности клапана Жидкость, находящаяся в замкнутой полости А, может вытесняться через кольцевой канал Б, сечение которого определяется размерами проходного сечения седла клапана (d С ) и подвижной втулки (d К ).

Отсюда определяется объем замкнутой полости 2 Vn = (dС - d3 ), ( 3 ) где d З – диаметр шейки запорного элемента клапана.

При истечении указанного объема жидкости через зазор sk будет происходить гашение импульса силы, действующей на штанговую колонну.

Усилие, снижаемое демпфером, определяется из зависимости 12µFцPд =, ( 4 ) d3sк где - ход (поршня) клапана при вытеснении жидкости из замкнутой полости;

- скорость;

sк - радиальный зазор.

Динамическая вязкость скважинного флюида в пластовых условиях принята µ = 100 мПа ·с. Для старых нефтяных месторождениях вязкость может достигать 500 мПа ·с. Остальные показатели для расчета выбраны для нагнетательного клапана типа КШК для насоса НН2Б-44 следующие:

2 = 0,005 м; =0,25 м/с; F = (dC - dЗ )= 387.79 мм2; d 3 = 15,42 мм;

2 S = (dC - dк ) =41,68 мм2.

к Расчет произведен по формуле ( 4 ).

Демпфирующая сила составляет 1210010-3 0,010,253,882 (10-4 )Рg = = 1331,2Н.

3,140,0150,423(10-4 ) Таким образом, динамическая нагрузка снижается при использовании клапана типа КШК на 1300 Н и более, так как вязкость нефти может быть больше принятой для расчета. В результате повышается межремонтный период эксплуатации ШСНУ.

Известные широкопроходные клапаны плунжерного насоса в процессе их внедрения в практику добычи нефти во многих регионах показали положительные результаты. При их применении, как правило, коэффициент наполнения насоса возрастает. Однако в условиях сероводородной агрессии резиновое уплотнительное кольцо быстро выходит из строя. Поэтому ресурс клапана, а следовательно, межремонтный период насосной установки, не всегда возрастает.

Поэтому было решено в качестве герметизирующего элемента использовать материал, не реагирующий на присутствие сероводорода в откачиваемой среде.

В качестве такого материала было предложено использовать полиуретан.

Износостойкость изделий из полиуретана, работающих на износ, в 5-раз превышает время работы аналогичных изделий из резины и других эластичных материалов.

Полиуретан по своим свойствам обладает большей жесткостью в сравнении с резиной. Поэтому было решено повысить усилие, действующее на подвижную втулку. Для этого втулка была снабжена хвостовиком, который размещается в кольцевой проточке головки запорного элемента клапана.

В четвертой главе приведены результаты стендовых исследований клапана типа КШК.

Лабораторные исследования широкопроходных клапанов проводились на специальном стенде, спроектированном для этой цели и встроенном в стенд для проведения гидроиспытаний плунжерных насосов модели ОБ95-95.00.000.

Стенд представляет собой раму, к которой приварена площадка. К площадке с помощью болтов прикреплен фланец с резьбой, на которую наворачивается широкопроходной клапан КШК – 44М.02.00 СБ (объект исследования). Сверху на корпус клапана плотно наварачивается колпак, к которому приварен подводящий патрубок, связанный гибким шлангом высокого давления с гидростанцией, создающей давление рабочей жидкости до 20 МПа, с помощью которой производится опрессовка клапана. В качестве рабочей жидкости используется индустриальное масло И20А ( ГОСТ 20799-75 ). В процессе проведения опрессовки широкопроходного клапана из гидростанции рабочая жидкость с задан ным давлением, регулируемым с помощью вентиля, через патрубок попадает в полость над клапаном.

Целью лабораторных исследований на стенде являлось определение оптимальных размеров уплотнительного (полиуретанового) кольца, при которых необходимо было установить условия, определяющие минимальные потери по утечкам рабочей жидкости при срабатывании широкопроходного клапана типа КШК-44В на запирание при различных давлениях на клапанный узел.

Испытание клапанов КШК-44 производилось путём подачи давления от гидростанции через патрубок высокого давления в верхнюю полость широкопроходного клапана, который своими направляющими скользит по корпусу клапана вниз и уплотнительным полиуретановым кольцом садится в седло, расположенное в нижней части корпуса и перекрывает отверстие, закрывая проход жидкости. Клапан при этом запирается. При подаче давления снизу, клапанный узел с полиуретановым кольцом потоком жидкости выталкивается из седла, перемещаясь вверх по корпусу клапана, освобождая проход жидкости. Клапан открывается.

Определение утечек производилось в зависимости от зазора между седлом КШК-44 и полиуретановым кольцом, а также в зависимости от зазора между втулкой КШК-44 и клапаном КШК-44. Тем самым определялись оптимальные размеры кольца и нажимной втулки клапана.

Для проведения исследований было запланировано использовать ряд заданных по размеру колец, втулок и седел, показанных ниже.

Pages:     | 1 || 3 |






© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»