Коэффициент наполнения штангового скважинного насоса

          Однако оба эти клапана не получили широкого распространения, так как срок службы их по сравнению с шариковым клапаном невелик, а стоимость выше [3, c.292].

           Клапан, разработанный Е. В. Костыченко, позволил увеличить средний срок службы глубинных насосов.

Конструктор этого клапана  исходил из двух важных предпосылок:

а) существует оптимальная  форма активной грани седла клапана;

б) в процессе работы клапана  шарик стремится отклониться  от вертикали [3, c.296].

Характерные особенности  клапана Е. В. Костыченко (рис. 1.18) следующие:

1) активная грань седла  клапана углублённая, коническая, с углом наклона к центру 65°;

2) контакт между шариком  и седлом соответствует углу 115°;

3) твёрдость седла  клапана на 40-45% меньше, чем шарика;

4) наружная поверхность  седла коническая с углом к  центру 10°;

5) седло клапана притёрто  с соответствующим шариком путём  шлифовки; шарик удерживается в  рабочем положении давлением  столба жидкости;

6) ограничитель хода клапана  заставляет шарик вращаться; при этом улучшается притирка шарика с гранями седла, так как при каждом ходе поверхность шарика с седлом меняется;

7) окна для выхода жидкости  из клетки клапана находятся  выше ограничителя хода, что способствует  сокращению износа грани седла;

8) корпус клапана имеет увеличенный  внутренний диаметр; благодаря  этому шарик поднимается на  меньшую высоту над седлом  и сила удара при посадке  его о грань седла снижается  [3, c.297].

      В коррозионной среде применяются также клапаны из бакелита                    (рисунок 1.19).

      Отдельные исследователи считают, что можно продлить срок службы клапана, если покрыть резиной шарик или седло.  

 

1.3 Усовершенствованный клапан СШН

        В серийных насосах применяются шариковые клапаны как всасывающие, так и нагнетательные. Ввиду их кажущейся простоты и надёжности они не изменились конструктивно за многие годы эксплуатации, несмотря на низкий коэффициент наполнения, не превышающий 0.5 во многих нефтяных регионах.

        Увеличение коэффициента наполнения СШН возможно при модернизации клапанных узлов. Для этого необходимо исключить применение сферической формы клапана, так как шариковый запорный элемент обеспечивает герметичность полости по линейному принципу касания сферы с посадочным конусом седла. Малейшее изменение формы шара из-за износа и коррозии нарушает герметичность клапана.

        Усовершенствованный клапан, разработанный в данном курсовом проекте, используется в штанговых насосах вставного исполнения.

        Клапан применяется для увеличения коэффициента наполнения насоса без увеличения его погружения под динамический уровень. В результате достигается:

– увеличение подачи насоса без увеличения энергозатрат;

– уменьшение нагрузки на штанговую колонну и возможность  применения более интенсивных режимов  откачки без увеличения обрывности колонны штанг.

         Клапан рекомендуется для предотвращения отказа насоса, в результате срыва узла всасывающего клапана потоком откачиваемой жидкости или из-за непреднамеренного его захвата плунжером.

         Клапан предназначен для предотвращения подъёма насосных труб с жидкостью в результате невозможности срыва узла всасывающего клапана из посадочного конуса.

Область применения клапана:

1) откачка вязких жидкостей  из скважин;

2) откачка жидкостей  из скважин, где свободный газ  резко снижает коэффициент наполнения насоса, в результате чего приходится эксплуатировать насосы с большими погружениями под динамический уровень;

3) эксплуатация скважин  с высоким коэффициентом продуктивности, в которых уменьшение погружения  насоса, находящегося на предельной глубине, способно привести к существенному увеличению притока жидкости к забою;

4) эксплуатация скважины, где наблюдается подброс посадочного  конуса со срывом его из  седла;

5) в скважине, где отложения  АСП и солей быстро забивают  проточные каналы клапанов насосов.

         Всасывающий клапан состоит из корпуса 1 и седла 3 с осевым цилиндрическим отверстием для прохода жидкости. В полости корпуса 1 установлена с возможностью осевого перемещения и контакта с упорной поверхностью корпуса 1 и седлом 3 тарелка 4 с центратором 7. На наружной цилиндрической поверхности центратора 7 выполнены выступы в виде лопастей, расположенные под углом к образующей цилиндрической поверхности. Тарелка 4 при закрытом положении клапана сопряжена с цилиндрической поверхностью отверстия седла 3 и снабжена в зоне сопряжения кольцом 5 и втулкой 6.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                            

           

 

 

 

Рис. 1.20  – Усовершенствованный клапан СШН

 

 

 

        Клапан работает следующим образом.

        Клапан жёстко крепится к цилиндру насоса, опускается в скважину, и насос пускается в работу. Крайнее верхнее положение тарелки 4 (клапан открыт) и крайнее нижнее положение тарелки 4 (клапан закрыт) ограничивается соответствующими упорными поверхностями корпуса 1 и седла 3. В момент закрытия клапана вначале тарелка 4 входит в соприкосновение с внутренней поверхностью седла 3, происходит первоначальная герметизация зоны всасывания от зоны нагнетания. За счёт перепада давления тарелка 4 движется вниз до упора центратора 7 на упорную поверхность седла 3. При этом в момент движения тарелка 4 вниз, кольцо 5 утоплено в канавке, образованной тарелкой 4 и втулкой 6, и не контактирует с седлом 3. По мере роста давления в зоне нагнетания и роста утечек втулка 6 начинает давить на кольцо 5 и, распирая его, прижимает к седлу 3, чем предотвращаются утечки через клапан. Таким образом, кольцо входит в контакт с седлом 3 лишь в неподвижном состоянии тарелки 4, чем предотвращается интенсивный износ кольца 5.

         В момент всасывания при движении жидкости в корпусе 1, когда она проходит между выступами центратора 7, на центраторе возникает вращательный момент.

          В результате тарелка 4 проворачивается на определённый угол. Таким образом, точки взаимного соприкосновения тарелки 4 и седла 3 последовательно меняются. Это важно в тех случаях, когда скважинный насос работает в наклонных скважинах, т. е. происходит интенсивный износ только одной из сторон  тарелки 4. Путём же последовательного поворота тарелки 4 на некоторый угол износ тарелки 4 осуществляется равномерно по всей поверхности, чем обеспечивается более высокая надёжность работы клапанного узла.

            Промысловые испытания универсальных клапанов насосов НН25-44, проведенные в различных НГДУ АНК "Башнефть", показали их высокую эффективность на первых этапах эксплуатации, так как при их применении, как правило, подача насоса увеличивается. Следовательно, без капитальных затрат удается получить в идентичных условиях дополнительное количество нефти по сравнению с серийными насосами того же типоразмера.

           При более длительной эксплуатации универсальных клапанов с резиновыми герметизирующими кольцами было установлено, что их ресурс оказался недостаточным. Особенно часто выходили из строя резиновые герметизирующие кольца при откачке высокосернистых нефтей при наличии сероводорода. В этих случаях резина теряла свою эластичность и разрушалась под действием подвижной втулки, распирающей герметизирующий элемент. Поэтому было принято решение для изготовления герметизирующего кольца использовать полиуретан, широко применяемый в различных областях промьппленности и обладающий повышенной устойчивостью к сероводороду.

 

 

 

 

3. Расчётная  часть

 

3.1 Расчёт насоса

3.1.1 Расчёт  рабочих параметров насоса

Диаметр эксплуатационной колонны                                           127 мм

Максимальная кривизна скважины 1000 м                                       2°  
Пластовое давление, Н ст                                                              28 МПа  
Глубина спуска насоса                                                                     1100 м

Длина хода                                                                                           2,5м

Число качаний в минут                                                                        2,5  
Дебит скважины:                                                                             50м³/сут

 

 

 

Подачей штангового насоса называется количество жидкости, подаваемое насосом в единицу времени.

Условная теоретическая  подача (м³/сут.) насосной установки по длине хода устьевого штока выражается следующим образом [5, c.134]:

м³/сут.,                                   

где м² [5, c.134] – площадь сечения плунжера для насоса диаметром 32     мм,

S – длина хода устьевого штока, м;

n – число ходов в минуту.

Фактическая подача насоса всегда меньше теоретической, так как  длина хода устьевого штока, измеренная на поверхности, вследствие упругих  деформаций штанг и труб не соответствует  истинной длине хода плунжера и, следовательно, теоретический геометрический объём, измеренный по длине хода устьевого штока, будет отличаться от объёма, описанного плунжером.

Кроме того, фактическая  подача зависит от пригонки плунжера к цилиндру насоса, герметичности  труб и клапанных узлов насоса, наличия газа, песка, воды и парафина в нефти, числа качаний, длины хода плунжера и других факторов. Поэтому фактическая подача жидкости на поверхности может быть значительно меньше объёма жидкости, поступающей в цилиндр насоса.

Фактическая подача:

м³/сут.,

где - коэффициент подачи насоса [5, c.134].

Утечки в зазоре плунжерной пары нового (неизношенного) насоса рассчитывают по формуле А. М. Пирвердяна [5, c.146].

где - соответственно плотность и кинематическая вязкость откачиваемой жидкости;

  - диаметр и длина плунжера, м (для серийных насосов м);

- зазор между плунжером и  цилиндром при их концентричном  расположении, м;

- относительный эксцентриситет  расположения плунжера в цилиндре, т. е. отношение расстояния  между их центрами к величине  ( ); для практических расчётов можно принять равным 0,5;

- давление на выходе насоса;

- давление всасывания в цилиндре.

 

3.1.2 Расчёт на прочность деталей насоса

Цилиндр насоса подвергается действию внутреннего давления, изменяющегося  от нуля до максимального значения, под действием которого в теле насоса возникают тангенциальные и  радиальные напряжения. Максимальные напряжения можно определить в зависимости от соотношения внутреннего и наружного радиусов цилиндра [4, c.118]:

при

 МПа

 МПа,

где – внутреннее давление;

r – текущее значение радиуса [4, c.119].

Величину  определяют по третьей теории прочности

 МПа

 МПа [4, c.119].

 

 

3.1.3 Расчёт параметров надёжности работы насоса

 

Таблица 3.1.1 – Статистическая информация о наработке до отказа штангового насоса с усовершенствованным клапаном в сут.

210	349	152	130	72	355	23	170	48	366
33	180	138	153	30	259	8	389	24	138
113	320	313	218	29	162	253	78	118	68
117	125	237	265	111	140	241	171	277	255

 

Число информации n=40.

Для облегчения расчётов при числе информации n>25 статистический материал обычно представляется в виде статистического ряда.