第四章 鉆機的循環(huán)系統(tǒng)(第二講)

第四章鉆機的循環(huán)系統(tǒng)天津石油職業(yè)技術學院徐建功2013年7月4.2往復泵的流量4.2.1活塞的運動規(guī)律

若往復泵的動力端不同，則活塞的運動規(guī)律也不同。

石油礦場用往復泵的動力端大多采用曲柄連桿機構。如圖4-3所示。現(xiàn)以此為例來分析活塞的運動規(guī)律。4.2往復泵的流量圖4-3往復泵活塞運動示意圖

往復泵活塞運動的位移x、速度u和加速度a為：

（4-1）

（4-2）

（4-3）

式中r—曲柄長度；ω—曲柄的角速度；φ—曲柄轉角。

活塞由液力端向動力端運動時，φ=0～π；

活塞由動力端向液力端運動時，φ=π～2π。

從上述公式說明，往復泵活塞的運動速度和加速度分別近似地按正弦和余弦規(guī)律變化。

當φ=π時，活塞處于右死點位置；當φ=0和2π時，活塞處于左死點位置。

當φ=0～π時，上述公式中的正負號取上面的；

當φ=π～2π時，上述公式中的正負號取下面的。4.2.2往復泵的流量

泵的流量是指，單位時間內泵通過管道所輸送的液體量。流量通常以單位時間內，所輸送的液體體積來表示，稱為體積流量，用符號Q表示，單位為L/s或m3／s、m3／min等。

1.理論平均流量Qth

往復泵在單位時間內，理論上應輸送的液體體積，稱作泵的理論平均流量。往復泵的流量與活塞工作面積F，活塞沖程S以及沖程次數(shù)有關。

對于單作用泵：

Qth＝iFSn(4－4)

對于雙作用泵：

Qth＝i(2F-f)Sn(4－5)在公式(4-4)和(4-5)中:

Qth—理論平均流量，m3/min；S—沖程，m；

i—液缸個數(shù)；F—活塞面積，m2；

n—曲柄轉速，r/min；f—活塞桿截面積，m2。

2.實際平均流量Q

泵在實際工作中由于存在：吸入閥和排出閥一般不能及時關閉；密封處可能有高壓液體泄漏；液缸中或液體中可能混有空氣而降低吸入充滿度，等等原因。所以，往復泵的實際平均流量要低于理論平均流量。即

Q＝μQth

（4-6）

式中μ—流量系數(shù)，它反映泵內泄露損失的大小。一般取μ=0.85～0.95。

往復泵的實際工作過程與理論工作過程有一定的差異，而使泵實際流量小于理論流量，具體分析如下：1.吸入過程

在排出終了和吸入開始的瞬間，排出閥由于滯后不能及時關閉，同時吸入閥不能及時開啟。當吸入過程結束，活塞從前死點開始向右移動，工作腔內的液體壓力不可能驟降，而是逐漸下降，使排出閥關閉。同時，只有當泵內壓力低于吸入管線壓力時，吸入閥開啟，液體才開始吸入，所以泵的實際吸入行程要比理想的短。此外，在吸入過程中存在著高壓液體通過已關閉的排出閥密封面向工作腔的泄漏（對于雙作用泵，還存在另一工作腔的高壓液體通過活塞密封面向低壓側的泄漏)；

外界空氣通過密封不嚴密處進入工作腔；

溶解在液體中的氣體因壓力降低而析出以及液體吸入時帶進來的氣體，這些都占據(jù)了一定的工作腔容積，使實際吸入的液體小于行程容積，造成容積損失。2.排出過程

在排出開始瞬間，吸入閥由于滯后也不能及時關閉，以及液體在高壓下的可壓縮性(特別是工作腔內含有氣體則更為明顯)，使工作腔內的液體壓力不可能驟增，而是逐漸升高，直至吸入閥關閉，腔內壓力大于排出管線壓力后，排出閥開啟，液體才開始排出。實際排出行程也要比理論行程短，在排出過程中也存在高壓液體通過吸入閥密封面以及活塞，填料箱等密封處向低壓側的泄漏，使實際排出的液體量小于行程容積。綜上所述，導致實際流量小于理論流量的主要原因是：

吸入和排出過程開始階段的沖程損失，壓縮液體和氣體等引起的沖程損失和各密封處的漏失損失。

即，一方面由于實際進泵液體小于理論流量，另一方面由于進泵后獲得能量的液體存在漏失。3.瞬時流量Qcm

對于單作用泵：

Qcm＝Fu(4－7)

即Qcm≈±Frωsinφm(4－8)

公式中下標m表示曲柄或液缸的順序編號1、2、3等。

從公式可知，當φm=0，π，2π時，活塞處于死點位置，此時刻，其瞬時流量都為零。

對于單作用泵：

Qcfm≈±Frωsinφm(4－9)

Qcam≈±(F-f)rωsinφm(4－10)

公式中±號如何選?。寒敠誱=0～π時，公式前取+號；當φm=π～2π時，公式前取-號。

實際上，往復泵一般都是由幾個液缸組成，整臺泵的瞬時流量由同一時刻各液缸瞬時流量疊加而成。計算整臺泵的瞬時流量時，要根據(jù)各曲軸間的角相位差決定公式中的角參數(shù)。

4.往復泵的流量曲線及其應用

往復泵在工作時，在曲柄旋轉一周(2π)內，各液缸(或工作室)及泵的瞬時流量按一定規(guī)律變化。

（1）流量曲線

如果以曲柄轉角φ為橫坐標，流量為縱坐標，即可作出泵的瞬時流量和平均流量隨曲柄轉角變化的曲線，稱之為泵的流量曲線。它直觀地反映出了整臺泵與液缸或工作室瞬時流量之間的關系，及其隨曲柄轉角的變化關系。圖4-4單缸單作用泵流量曲線圖4-5單缸雙作用泵流量曲線圖4-6雙缸單作用泵流量曲線圖4-7雙缸雙作用泵結構簡圖及流量曲線圖4-8三缸單作用泵結構簡圖及流量曲線圖4-4、圖4-5、圖4-6、圖4-7和圖4-8分別是單缸單作用泵、單缸雙作用泵、雙缸單作用泵、雙缸雙作用泵和三缸單作用泵的流量曲線。

（2）流量曲線的應用

①可判斷泵流量的均勻程度。

通過流量曲線可以找到理論流量的最大值Qmax、最小值Qmin及理論平均流量Qth。

任何類型的往復泵，在曲柄轉動一周的過程中，其理論瞬時流量都是變化的。在往復泵的運行中，總希望泵的流量均勻，工作平穩(wěn)。故引入了泵的流量不均度，來衡量泵的流量不均勻程度。

往復泵的流量不均度σQ為：(Qmax-Qmin)與Qth的比值。即

σQ＝(Qmax-Qmin)/Qth

（4-11）顯然，對于不同類型的往復泵，其流量不均度是不一樣的，它們皆可由流量曲線求得。

幾種往復泵的流量不均度如下：

單缸單作用泵3.14;單缸雙作用泵1.7～1.85;雙缸單作用泵1.57;雙缸雙作用泵0.33～0.48;三缸單作用泵0.141；四缸單作用泵0.325。比較而言，三缸單作用泵工作更平穩(wěn)。

②可確定泵輸送的液體體積。

用A表示曲線與橫坐標軸圍成的面積，V表示泵所輸送的液體體積，則流量體積V與面積A有如下關系：

V＝A/ω

（4-12）

③可檢驗曲柄布置是否合理。

從流量曲線可發(fā)現(xiàn)各液缸瞬時流量疊加是否合理，從而檢驗曲柄布置方案的合理性。4.2.3流量不均勻的危害及解決方案

1.往復泵流量不均勻的危害

往復泵瞬時流量的脈動，引起吸入管路和排出管路中液體的不均勻流動，從而產生了加速度和慣性力，增加了泵的吸入和排出阻力。將將導致的危害性有：

降低泵的吸入性能；引起管路壓力脈動及管路振動；破壞泵的穩(wěn)定運行。

2.解決方案

①合理布置曲柄的位置。

②采用多缸泵或無脈動泵。目前多使用三缸單作用泵。

③縮短管路長度，增大內徑，減小往復次數(shù)(即沖數(shù))。

④設置空氣包。儲存和釋放液體，使脈動程度降低。4.3.1往復泵的有效揚程

往復泵的揚程：單位質量(或重量)的液體經過泵后增加的能量，用單位J/kg或J/N表示，也可用m液柱表示。

液體的位置水頭、壓力水頭和速度水頭分別表示單位重量液體所具有的位能、壓能及動能大小。它們之和是液體的總水頭，即單位重量液體所具有的總能量。4.3往復泵的性能參數(shù)1.泵的揚程用下式表示：

（4-13）

式中pA、pB分別為吸入罐和排出罐的液面壓力，Pa；

cA、cB分別為吸入罐和排出罐液面上液體的流速，m/s；

Z為吸入罐與排出罐液面總高度差，Z=Z1+Z0+Z2，m；

Z1為吸入罐斷面處至吸入罐液面的高度差，m；

Z2為排出罐斷面處至排出罐液面的高度差，m；

Z0為真空表與壓力表的高度差，m；

∑h為吸入管和排出管段內總的水力損失，m。當pA=pB，cA≈0，cB≈0，且pA=pB

時，則(4-13)變?yōu)椋?/p>

H＝Z+∑h

（4-14）

2.泵的有效揚程可直接根據(jù)表壓讀數(shù)計算，即

（4-15）

式中pv為吸入口處真空表的讀數(shù)；pg為排出口處壓力表的讀數(shù)。

在工程實際計算時，由于pv和Z0相對很小，可略去不計，通常直接用表壓力代表泵的有效揚程。即

H≈pg/ρg4.3.2往復泵的功率

1.泵的有效功率

往復泵的功率：單位時間內液體由泵所獲得的總能量，即為泵的輸出功率(有效功率)?？杀硎緸?/p>

NO=ρgQH/1000（4-16）

式中NO—輸出功率，Kw；ρ—被輸送液體的密度，kg/m3；Q—泵的實際平均流量，m3/s。

2.泵的效率

泵的總效率為η=NO/Ni

（4-17）

式中η為泵的總效率；Ni為輸入功率，且Ni＞NO。

3.一臺泵組所需的動力機功率為：

Np=Ni/ηtr=NO/(ηηtr)（4-18）4.3.3往復泵的效率

1.機械效率

泵的機械效率為ηm=(Ni-ΔNm)/Ni

（4-19）

2.容積效率

泵的容積效率為ηv=Q/(Q+ΔQ)（4-20）

式中η為泵的總效率；Ni為輸入功率，且Ni＞NO。

3.水力效率

泵的水力效率為ηh=H/(H+hb)（4-21）

4.總效率

泵的總效率為η=NO/Ni=ηmηvηh

（4-22）

泵的總效率可由試驗測定。

一般情況下，可取η=0.75～0.90。4.3.4往復泵的特點

1.瞬時流量不均勻；

2.具有自吸能力。往復泵所以能從吸入池中吸入液體，是由于活塞在液缸內運動，使缸內壓力低于吸入池液面上的壓力，在壓力差的作用下液體流進液缸。

液缸內的吸入壓力不能無限制地降低。因為當吸入壓力小于或等于液體在該溫度下的汽化壓力時，部分液體就會在缸內開始汽化，其結果將使泵的充滿系數(shù)降低，甚至產生氣蝕現(xiàn)象。嚴重的氣蝕將導致水擊，使泵不能正常工作，甚至損壞泵的零部件。

所以，應使液缸內的最小吸入壓力始終大于液體的汽化壓力。

3.排出壓力與結構尺寸和轉速無關。往復泵的流量幾乎與排出壓力無關，不能用關閉出口閥調節(jié)流量，否則將引起動力機過載或泵的損壞。往復泵一般都設有安全閥，當泵壓超過一定限制時，就會自動打開泄壓。

4.泵閥運動滯后于活塞運動?；钊俣仍娇?，滯后現(xiàn)象就越嚴重，所以提高泵速受限制。

5.適用于高壓、小流量和高粘度的液體。如表所列，是幾種液體在不同溫度下的汽化壓力。4.4.1往復泵的特性曲線

往復泵的特性曲線：是表示泵的流量、功率、效率等參數(shù)與壓力之間的關系曲線。

往復泵在單位時間內排出的液體體積取決于活塞或柱塞的截面積A，沖程長度S、沖次n以及缸數(shù)i，而與往復泵的排出壓力無關。4.4往復泵的裝置特性如圖4-9所示。若以橫坐標表示泵的流量Q，以縱坐標表示壓力p，則泵的理論特性曲線(p-Q曲線)應是垂直于橫坐標的直線（實線）。

實際上，隨著泵壓的提高，泵的漏失量將增加，即流量系數(shù)μ要相應變小，所以泵的流量隨著泵壓的升高略有減小，即p-Q曲線略有傾斜，如圖4-9中的虛線所示。圖4-9往復泵特性曲線對鉆井泵而言，其泵壓是隨井深增加而加大的，因此當井深增加時，即使缸套和泵沖數(shù)都不變，泵流量亦將有所減小。

實際上，泵的沖數(shù)決定于動力機轉速和機械傳動比，當機械傳動比一定時，如果動力機驅動特性較硬(如柴油機直接驅動泵)，泵沖數(shù)基本上不受泵壓變化的影響，泵的流量如圖4-9所示。

若動力機驅動的特性較軟(如液力變矩器驅動泵)，隨著泵壓的變化，泵的沖數(shù)隨之變化，其流量自動調節(jié)，以保證往復泵在一定范圍內接近恒功率工作，此時泵的p-Q曲線接近雙曲線。4.4.2往復泵的工況點

泵必須和管路組成一定的輸送系統(tǒng)，才能輸送液體，在輸送的過程中，液體遵守質量守恒和能量守恒這兩個基本規(guī)律，即是說，單位時間內由泵所輸送的液體的流量Q等于流過管路任一斷面的液體量Q′。同時，泵所提供給液體的能量H全部消耗在管路的能量損失和提高液體靜壓能上。即H＝H′。

H′為單位質量液體流過管路的能量損失及液體的靜揚程之和。若用Hpot表示靜揚程，則H′=Hpot＋∑h。

∑h是單位質量液體流過管路的能量損失，可表達為

∑h=kQ2

（4－23）

對于固定管路，k為常數(shù)。則管路特性為

H′=Hpot＋kQ2

（4－24）

將（4-24）式中的揚程轉換為壓力降。則以壓力降表示的管路特性即為

△p＝ρgHpot＋ρgkQ2

（4－25）

式中ρ為流體的密度，kg/m3；g為重力加速度，N/kg。

以流量Q為橫坐標，壓力降△p為縱坐標，就可作出往復泵的管路特性曲線。往復泵的管路特性曲線為一拋物線。

圖4-10為往復泵與管路聯(lián)合工作的特性曲線。圖4-10往復泵與管路聯(lián)合工作的特性曲線從圖4-10的曲線可知，當流量不變，管路發(fā)生變化時，k將隨之發(fā)生變化，管路壓力將發(fā)生變化；當管路系統(tǒng)一定是，流量發(fā)生變化時，管路壓力也將發(fā)生變化。

這說明：往復泵給出的壓力總是與負載(指管路阻力)直接相關，負載增大，泵壓升高。反之，泵壓就下降。4.4.3鉆井泵的臨界特性

對于鉆井泵來說，由于井深是不斷變化的，而排出管路長度LI隨之改變，∑h不斷增大，即k隨井深變化而變化。通常鉆井泵的吸入池和排出池是共用的，因此，靜壓頭為零。

圖4-11為不同井深時鉆井泵的管路特性曲線。圖4-11不同井深時鉆井泵的管路特性曲線1.鉆井泵的工況點

將泵的特性曲線按同樣的比例繪制在管路特性曲線圖上，即得到泵與管路聯(lián)合工作特性曲線。泵特性曲線和管路特性曲線的交點即泵的工作點。

如圖4-12所示，當流量為Q1時，不同井深LI的工作點分別為A1、A1’、A1”…；當流量為Q2時，工況點則為A2、A2’、A2”…。圖4-12鉆井泵與管路聯(lián)合工作的特性曲線由圖4-12中還可以看出，在井深一定時，泵流量不同，管中消耗的壓力亦不同。如泵流量從Q2降到Q1，泵的工作點則從A2、A2’、A2”變?yōu)锳1、A1’、A1”，泵壓下降。

同樣，在泵流量一定的情況下，井深增加(如從L1曲線變?yōu)長3曲線)，泵壓也隨之升高。圖4-12鉆井泵與管路聯(lián)合工作的特性曲線2.鉆井泵的臨界特性

在往復泵的設計和使用過程中，一般受到兩種條件限制。一是泵的最大沖次的限制。

對鉆井泵來說，沖次過高，不僅會加速活塞和缸套的摩擦，使吸入條件惡化，降低使用效率，還會使泵閥產生嚴重的撞擊，大大縮短泵閥壽命。因此，鉆井泵如要正常工作，其沖次就不能超過允許值。

所謂泵的臨界工作特性曲線，即是泵正常工作的限制曲線，泵的工作點不能超越該曲線，否則不能保證泵正常工作，在臨界特性曲線上通常還根據(jù)井身結構及鉆具組合繪出各種井深時的管路特性曲線。

（1）以泵的活塞桿、曲柄、連桿機構等傳動零件的強度極限為泵的臨界工作條件。

在這種情況下，主要應限制活塞力pF不超過某一常數(shù)。對泥漿泵來說，選用不同直徑的缸套，借以達到控制活塞力與調節(jié)泵的流量的目的。

（2）以發(fā)動機功率作為泵工作的臨界條件。

這是當發(fā)動機(一部或數(shù)部)所能提供的最大有效功率小于泵的設計功率時，所應考慮的問題。在這種情況下，泵的強度是可以保證的，泵壓和流量取決于發(fā)動機實際所能提供的有效功率N，即按pQ＝N來選取泵壓和流量。（3）以排出管線的耐壓強度為臨界條件。

這種情況下，主要是限制小直徑缸套時泵的壓力。如圖4－13所示。管線允許的最大壓力為p0因此，在流量為Q5時，泵壓只能增高到p0為止，不能增高到p5。若再繼續(xù)鉆進，泵壓升高，管線可能破裂(特別是橡膠水龍帶)。

圖4-13所示,以Q為橫坐標，p為縱坐標，分別作出每一級缸套(設為5級缸套)下的泵特性曲線。并在其上標定各級缸套極限工作壓力點1，2，…5，折線1-1“-2-2”-3-3“-4-4”-5為該泵的臨界工作特性曲線。圖4-13機械傳動鉆井泵的臨界特性曲線NN′

這些點在虛線所示的雙曲線n0上，雙曲線是按N＝pQ＝常數(shù)繪制的，是泵的等功率曲線。

井的深度不同，其管路特性曲線不同。例如在某井深時，其管路特性曲線為Ox，隨著井深增加,Ox線逐漸上移，比如移到Oy位置，則變?yōu)榱硪粭l管路特性曲線。圖4-13機械傳動鉆井泵的臨界特性曲線NN′

若繼續(xù)鉆進，井深將繼續(xù)增加，泵仍以最大直徑（φ1）的缸套工作，則壓力將高于P1即超過臨界點1，泵的傳動零件強度所不允許。圖4-13機械傳動鉆井泵的臨界特性曲線NN′

為了使泵不過載，必須改用較小直徑(φ2)缸套工作。使泵在流量Q2下工作。這樣泵的工作點過渡到b‘點。從b‘點開始，工作點沿b’－2逐漸移到2點后，又必須換用更小直徑φ3缸套工作等等。圖4-13機械傳動鉆井泵的臨界特性曲線NN′3.鉆井泵臨界特性曲線的應用

臨界特性曲線對泵的使用和設計都是有實際指導意義的，它主要表現(xiàn)在:

(1)根據(jù)泵的特點，合理的控制流量和泵壓，以保證泵工作正常。

(2)采取有效措施，盡可能的提高泵的功率利用率。

(3)為泵的強度設計提供了理論根據(jù)。

當所選發(fā)動機功率完全可以滿足泵的功率要求時。應以泵的活塞桿、曲柄連桿機構強度極限決定流量和最高泵壓，即保證pF＝常數(shù)。

當發(fā)動機功率小于泵的設計功率時，應以發(fā)動機實際功率決定流量和最高泵壓。各級缸套的直徑(或截面積)以及相應的最高壓力，應按等強度原則設計。4.4.4往復泵的性能調節(jié)

往復泵與一定的管路系統(tǒng)組成統(tǒng)一的裝置后，其工況點一般也是確定的。有時為了某些需要，希望人為地調節(jié)泵的流量，以改變工況，稱之為性能調節(jié)泵。

1.流量調節(jié)

鉆井泵常用的調節(jié)流量的