Нефтепромысловые машины и механизмы - Молчанов А.Г., Чичеров В.Л.

Автор: Молчанов А.Г. Чичеров В.Л.
Теги: отрасли горной промышленности по виду добываемых минералов, руд, нерудных ископаемых документация научно-техническая информация (нти) печать в целом авторство нефть нефтяная промышленность переработка нефти
Год: 1983
Похожие
Оборудование для добычи нефти и газа. Часть 2
Скважинные насосные установки для добычи нефти
Машины и оборудование для добычи нефти и газа
Буровые машины и механизмы
Текст
                    Нефтепромысловые
МАШИНЫ
И МЕХАНИЗМЫ
Издание второе,
переработанное и дополненное
ДОПУЩЕНО
УПРАВЛЕНИЕМ КАДРОВ И УЧЕБНЫХ ЗАВЕДЕНИЙ
МИНИСТЕРСТВА НЕФТЯНОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
В КАЧЕСТВЕ УЧЕБНИКА ДЛЯ ТЕХНИКУМОВ
МОСКВА «НЕДРА» 1§83‘
УДК 622.323:002.5
Молчанов А. Г., Чичеров В. Л. Нефтепромысловые машины и ме-
ханизмы. Учебник для техникумов. 2-е изд., перераб. и доп. М.,
Недра, 1983, 308 с.
Рассмотрены теоретические основы и даны практические ре-
комендации по применению объемных и динамических (стацио-
нарных и скважинных) насосов, их приводов, поршневых и ло-
пастных компрессоров, оборудования для текущего и капиталь-
ного ремонта скважин и воздействия на нефтяные пласты. Вто-
рое издание (1-е изд.— 1976 г) дополнено описанием оборудова-
ния, машин и механизмов новых типов.
Для учащихся нефтяных техникумов, обучающихся по спе-
циальности «Эксплуатация нефтяных и газовых скважин» и «Обо-
рудование нефтяных и газовых промыслов».
Табл. 24, ил. 168, список лит. 10 назв.
Рецензент — канд. техн, наук Ю. Г. Абдуллаев (ВНИИ)
2504030300—064
043(01)—83
42—83
© Издательство «Недра», 1983
Глава I
НАЗЕМНЫЕ И СКВАЖИННЫЕ НАСОСЫ
ОБЪЕМНОГО ДЕЙСТВИЯ И ИХ ПРИВОДЫ
§ 1.	КЛАССИФИКАЦИЯ НАСОСОВ
Насос — это гидравлическая машина, предназначенная для
преобразования механической энергии двигателя, приводящего
его в действие, в механическую энергию перекачиваемой жид-
кхти.
По принципу действия, как и любые гидромашины, насосы
г.:-разделяются на гидродинамические (турбонасосы) и гид-
ростатические (объемные).
Основные особенности указанных групп насосов следующие.
Объемные насосы
1.	Наличие рабочих камер (полостей), периодически сооб-
щающихся со всасывающим и нагнетательным патрубками.
2.	Нагнетательный патрубок герметически изолирован от
всасывающего.
3.	Подача перекачиваемой жидкости неравномерная.
4.	Количество жидкости, подаваемой насосом, не зависит
.г развиваемого давления.
5.	Максимальный развиваемый напор теоретически неогра-
ничен и определяется мощностью двигателя, прочностью дета-
лей насоса и нагнетательного трубопровода.
Объемные насосы применяют для извлечения из скважин
нефти, перекачивания нефти по трубопроводам, подачи в сква-
жины различных реагентов. Помимо этого насосы объемного
действия применяют при промывке и обработке скважин, гид-
равлическом разрыве пласта, т. е. тогда, когда необходимо пе-
рекачивать строго определенный, сравнительно небольшой
объем жидкости, содержащей абразивную взвесь, растворенный
*аз. химически активные компоненты.
Гидродинамические насосы
1.	Основной рабочий орган — лопаточный аппарат.
2.	Нагнетательный патрубок соединен со всасывающим ра-
бочей полостью насоса.
3.	Подача перекачиваемой жидкости равномерная.
4.	Количество жидкости, подаваемой насосом, зависит от
развиваемого напора.
• «
3
5.	Максимально развиваемый напор ограничен.
К динамическим насосам относят центробежные, вихревые,
осевые, лопастные; к объемным — поршневые, плунжерные,
диафрагменные, шестеренчатые, шиберные. Особенности тех и
других насосов обусловливают области их применения.
Насосы динамического действия применяют для перекачива-
ния больших объемов чистых маловязких жидкостей: подъем
жидкости из скважины, перекачивание ее по трубопроводам
и т. д.
§ 2. ПРИНЦИП РАБОТЫ И КЛАССИФИКАЦИЯ ПОРШНЕВЫХ
НАСОСОВ
В поршневом насосе, перекачивающем жидкость, происхо-
дит поочередное заполнение жидкостью рабочих камер и ее
вытеснение в результате соответственно увеличения или умень-
шения их объема.
Поршневые насосы состоят из механической и гидравличе-
ской частей.
Гидравлическая часть служит для преобразования механи-
ческой энергии поршня или плунжера в механическую энер-
гию жидкости. Механическая часть предназначена для преоб-
разования движения входного звена привода в возвратно-посту-
пательное движение поршня или плунжера.
Простейший поршневой насос (рис. 1.1, а) состоит из ци-
линдра 4, поршня 5, соединенного при помощи штока 6 с при-
водной частью насоса 7, всасывающего 2 и нагнетательного 1
клапанов, размещенных в клапанной коробке 3,
Пространство, ограниченное поршнем, стенками цилиндра и
клапанной коробкой, называется рабочей камерой насоса.
Объем рабочей камеры обусловлен положением поршня: мини-
мальный соответствует левому предельному положению поршня
и называется объемом мертвого пространства, максимальный —
предельному правому положению поршня. Разница между мак-
симальным объемом и объемом мертвого пространства называ-
ется полезным объемом рабочей камеры.
При движении поршня вправо (ход всасывания) объем ра-
бочей камеры увеличивается, а давление в ней уменьшается.
Перекачиваемая жидкость под действием атмосферного давле-
ния открывает всасывающий клапан и заполняет рабочую ка-
меру. В это время нагнетательный клапан закрыт. Таким об-
разом, при ходе всасывания рабочая камера связана с всасы-
вающим патрубком и изолирована от нагнетательного патрубка.
При обратном ходе поршня в рабочей камере создается
давление, превышающее давление в нагнетательном патрубке,
нагнетательный клапан открывается и жидкость, по объему
соответствующая полезному объему рабочей камеры, вытесня-
ется. Во время нагнетательного хода рабочая камера насоса
4
Рис. 1.1. Поршневые насосы
связана с нагнетательным патрубком (клапан 1 открыт) и изо-
лирована от всасывающего (клапан 2 закрыт).
В зависимости от условий работы, свойств перекачиваемой
жидкости и назначения поршневые насосы отличаются устрой-
ством и конструкцией деталей.
В основу классификации поршневых насосов положены сле-
дующие признаки:
1.	По способу приведения в действие:
а)	приводные, в которых поршень приводится в движение
шатунно-кривошипным механизмом от отдельно расположен-
ного двигателя, присоединенного к насосу при помощи той или
иной передачи;
б)	прямого действия, в которых возвратно-поступательное
движение поршня насоса обеспечивается либо бескривошипной
паровой машиной, либо от гидравлического (пневматического)
цилиндра, представляющих вместе с насосом один агрегат;
в)	ручные.
2.	По роду органа, вытесняющего жидкость:
а)	поршневые (рис. 1.1, а, в, а), имеющие поршень в форме
диска;
б)	плунжерные (рис. 1.1, б), поршень которых выполнен
в виде длинного цилиндра (плунжера);
в)	диафрагменные (рис. 1.1, б, е, ж), в которых объем ра-
бочей камеры образован стенками клапанной коробки и пере-
мещающейся диафрагмой. В зависимости от конструкции диаф-
рагма может быть пассивной (рис. 1.1, ..б, е) или активной
(рис. 1.1, ж).
3.	По способу действия:
а)	одинарного действия (рис. 1.1, а, б);
б)	двойного действия (рис. 1.1, в);
в)	дифференциальные (рис. 1.1, г).
4.	По расположению цилиндра:
а)	горизонтальные;
б)	вертикальные.
5.	По числу цилиндров:
а)	одноцилиндровые;
б)	двухцилиндровые;
в)	трехцилиндровые;
г)	многоцилиндровые.
6.	По роду перекачиваемой жидкости:
а)	обыкновенные;
б)	горячие (для перекачки горячих жидкостей);
в)	буровые (для перекачки промывочных растворов при бу-
рении скважин и др.);
г)	специальные (кислотные и др.).
7.	По быстроходности рабочего органа:
а) тихоходные, с числом двойных ходов поршня (плунжера)
в минуту 40—80;
6
средней быстроходности, с числом двойных ходов поршня
ллунжера) в минуту 80—150;
з) быстроходные, с числом двойных ходов поршня (плун-
л-ера) в минуту 150—350.
Помимо этого насосы по подаче делятся на малые (диаметр
л:ршня D с 50 мм), средние (D = 50—150 мм) и большие
D> 150 мм). По развиваемому давлению различают насосы
ь2Л1>го, среднего и высокого давлений.
§ 3.	ОСНОВНЫЕ СХЕМЫ ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ
Одним из конструктивных вариантов насоса одинарного дей-
.тзия является плунжерный, или скальчатый, насос (рис. 1.1,6).
• •ри перемещении плунжера 8 в цилиндре 4 изменяется объем
ланчей камеры, в результате чего происходит всасывание в ра-
5:чую камеру или вытеснение из нее жидкости через клапаны
?: 7. как у насоса одинарного действия.
Насосы двойного действия (рис. 1.1, в) позволяют увеличить
тезиомерность подачи без существенного усложнения конструк-
ции. Насос имеет две рабочие камеры — слева и справа от
л:рл1ня 5, две клапанные коробки 3, каждая из которых имеет
всасывающие 1 и нагнетательные 2 клапаны. Всасывающий и
-аМирный патрубки общие для двух камер.
При движении поршня влево жидкость из всасывающего
латрубка поступает в правую полость, а жидкость, находящаяся
* левой полости, вытекает в нагнетательный патрубок. При дви-
жении поршня вправо всасывание происходит в левой полости,
а нагнетание — из правой, т. е. каждая камера работает как
-есос простого действия.
Дифференциальный насос (рис. 1.1, е) имеет также две ка-
меры. Левая камера имеет всасывающий 2 и нагнетательный /
♦ лапаны, правая вспомогательная камера клапанов не имеет.
При движении поршня 5 вправо в левой камере происходит
всасывание — жидкость через всасывающий клапан 2 поступает
♦ всасывающего патрубка в левую рабочую камеру. Нагнета-
тельный клапан 1 при этом закрыт, а жидкость, вытесняемая
-л правой вспомогательной рабочей камеры, поступает в нагнета-
тельный патрубок. При ходе поршня влево жидкость вытесняется
-.ерез нагнетательный клапан 1 во вспомогательную камеру 9,
:<ъем которой увеличивается, а оставшаяся часть жидкости
-лет в нагнетательный патрубок. Таким образом, независимо
. т направления движения поршня происходит подача жид-
♦ . гти.
Диафрагменные насосы (рис. 1.1, д, е, ж) отличаются от
осматриваемых конструкций наличием диафрагмы 10, обра-
ующей вместе с корпусом и клапанами рабочую камеру на-
оса.
7
Работа диафрагменного насоса (рис. 1.1, д, е) аналогична
работе насоса одинарного действия: при движении плунжера в
вправо происходит изменение объема рабочей камеры, диаф-
рагма прогибается, перекачиваемая жидкость поступает через
всасывающий клапан в рабочую камеру. При движении плун-
жера влево объем рабочей камеры уменьшается и перекачивае-
мая жидкость через напорный клапан вытесняется в нагнета-
тельный патрубок.
В зависимости от конструкции насоса различаются «пас-
сивные» и «активные» диафрагмы. В первом случае (рис. 1.1,5, е)
диафрагма предназначена только для разделения перекачивае-
мой жидкости и жидкости, передающей энергию от плунжера.
При этом перепад давлений на диафрагме минимальный и
обусловлен потерями энергии на се деформацию. Во втором
случае (рис. 1.1, ж) диафрагма передаст усилие от штока 6 на
жидкость и находится под давлением, развиваемым насосом.
Малая прочность диафрагм и их низкая усталостная проч-
ность обусловливают применение «пассивных» диафрагм в на-
сосах, работающих при высоких давлениях и малом числе ка-
чаний, и «активных» диафрагм в насосах, обеспечивающих
низкие давления при большом числе качаний (топливные си-
стемы ДВС).
§ 4.	ЗАКОН ДВИЖЕНИЯ ПОРШНЯ НАСОСА
Закон движения поршня насоса обусловлен кинематикой
кривошипно-шатунного механизма (рис. 1.2, а).
Вал кривошипа приводится во вращение двигателем с по-
стоянной угловой скоростью со. При повороте кривошипа на
угол а поршень переместится от крайнего левого положения В'
на величину
х-ОВ' — ОВ,
где OB' - I + г; ОВ = ВС + СО.
Из прямоугольных треугольников ВАС и САО следует, что
ВС — В A cos 0; СО — О A cos а,
откуда
х —1 -\-г—Zcos0—rcosa = /(1—cos 0) + r(l—cosa).
Из треугольника В АО по теореме синусов следует
г sin a — I sin 0,
откуда
sin 0 — sin а;
cos 0 = д/1 — sin2 0 = л/1 — /-у-sin а) .
8
Разложив в ряд, получим
При максимальном значении sina « 1 и обычно принятом
i кривошипно-шатунных механизмах отношении г/1 = 0,2 полу-
cosp = 1-0,02 —0,0002^0,98, т. е. cosp—И, а первый
€лен уравнения 2(1 —cosp) близок к нулю.
Пренебрегая первым членом уравнения, получим
х—г(1—cosa).
a = u)f, тогда
X —f(l—COS (dt).
Линейная скорость поршня
тазна первой производной от
-ути х по времени t
dx . da
и----------- г sin ОС-.
di	dt
Угол поворота a выражен
= радианах. Взяв первую про-
--волную от него, получим
>‘.:овую скорость
da d (cof)	пп
----	1—L ^- (1) —---.
dt dt	60
Рис. 1.2. Кривошипно-шатунный ме-
ханизм
Ь эсзхльтате
♦ *
и -- г(д sin a.
Ускорение поршня равно первой производной от скорости
л. времени t
du	da	о
w~  ---= но cos a----= rar cosa.
dt	dt
Из полученных выражений следует, что скорость движения
 рдшя изменяется по синусоидальному закону, а ускорение —
косинусоидальному.
Зависимости, характеризующие изменение скорости и уско-
г гния, выведены в предположении, что угол отклонения шатуна
: от линии В'О равен нулю, т. е. длина шатуна бесконечно
5. лысая. С учетом конечной длины шатуна, при которой р от-
лично от нуля, формулы скорости и и ускорения w поршня бу-
дут иметь вид
и г(о f sin a + — — sin 2a ;
\	2 2	/
w ~ no2 (cos a — cos 2a ).
\ I /
9
При движении поршня (рис. 1.2, б) от левого крайнего по-
ложения В' скорость его увеличивается и достигает максимума
при вертикальном положении кривошипа (угол а = л/2). При
дальнейшем перемещении поршня к правому крайнему поло-
жению скорость его убывает и равна нулю при а = л. При
повороте кривошипа на угол л описанный процесс возрастания
и убывания скорости по абсолютной величине повторяется, но
направление скорости при этом противоположное.
Закон изменения ускорения (рис. 1.2, в) поршня характери-
зуется косинусоидальной зависимостью, т. е. максимальное
ускорение соответствует углу поворота кривошипа а = 0, при
увеличении а оно убывает и в момент достижения поршнем
максимальной скорости становится равным нулю. При дальней-
шем повороте кривошипа скорость движения поршня уменьша-
ется, ускорение становится отрицательным и достигает своего
минимального значения при остановке поршня в крайнем пра-
вом положении, после чего поршень начинает разгоняться и
весь процесс повторяется.
§ 5.	ГРАФИКИ ПОДАЧИ ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ
Насос одинарного действия. Изменение подачи насоса обус-
ловлено неравномерностью движения поршня (см. § 4). В нор-
мально работающем насосе жидкость безотрывно следует за
поршнем. При прохождении поршнем пути dx объем переме-
щенной жидкости будет равен dQ = Fdx (здесь F— площадь
поршня), так как
dx — udt = гео sin adt,
откуда
dQ = Fr sin adt.
Объем жидкости, перекачанной за один ход поршня, соста-
вит
Л	«ГС	л
— SFray sinada — Fray Jsinada-=Fr—cos a
0	0	0
-2Fr.
График работы насоса будет представлять синусоиду
(рис. 1.3, а).
Насос двойного действия. За один оборот кривошипа насоса
жидкость вытесняется в напорный трубопровод дважды. Если
не учитывать объема штока в одной из полостей насоса, то
график подачи жидкости будет образован двумя положитель-
ными частями двух синусоид (рис. L3, б).
Двухцилиндровый насос двойного действия. Кривошипы
двухцилиндровых насосов двойного действия смещены на 90°
по отношению друг к другу. График подачи насосом жидкости
будет образован четырьмя синусоидами (рис. 1.3, в). Харак-
ю
- : : >. что нулевых значений подачи насоса за полный оборот
насоса при этом нет, т. е. жидкость поступает в нагнета-
-?:ьный трубопровод непрерывно.
Трехцилиндровый насос одинарного действия. Кривошипы
расположены под углом 120° один по отношению к дру-
поэтому суммарная подача всех трех цилиндров будет
ирактеризоваться графиком, полученным в результате сложе-
трех синусоид, сдвинутых на 120° по отношению друг
» Д7>гу (рис. 1.3, г).
Важнейший показатель, характеризующий насос объемного
ХсА^твия.— степень неравномерности его подачи, отражающая
~-_-ление максимальной подачи к средней за один оборот кри-
Рис. 1.3. Подача жидкости поршневыми насосами
ыиипа. Степень неравномерности К может быть определена
* отношение максимальной ординаты графика Qmax к вы-
;.те прямоугольника, равновеликого по площади к этим гра-
ечкам Qcp (см. рис. 1.3, а),
Qmax
Qcp
Для одноцилиндрового насоса одинарного действия
хч г? п лп nFr
Qmax = Fra--= Fr—^-^-,
— z T = 30/n—время половины оборота кривошипа.
Fr
iz s — длина хода поршня.
Qmax
Qcp
TiFrT
TFr
- = л ^3,14,
г e. максимальная подача превышает среднюю в 3,14 раза.
Неравномерная подача жидкости приводит к пульсации ее
~1тзка во всасывающем и нагнетательном трубопроводах, уве-
личивает нагрузку на привод насоса.
11
Неравномерность подачи насосов двойного действия с боль-
шим числом цилиндров определяется аналогичным образом.
Коэффициент неравномерности подачи жидкости для некоторых
насосов имеет следующие значения:
Одноцилиндровый насос одинарного	действия.......3,14
То же, двойного действия ........................1,57
Двухцилиндровый насос двойного действия..........1,1
Трехцилиндровый насос одинарного	действия .......1,047
Пяти цилиндровый насос одинарного	действия.......1,021
Поршневые насосы с нечетным числом цилиндров более со-
вершенны, так как обеспечивают более равномерную подачу
жидкости. Увеличение числа цилиндров больше трех нерацио-
нально, поскольку достигаемый эффект незначителен, а конст-
рукция насоса резко усложняется.
§ 6. ВОЗДУШНЫЕ КОЛПАКИ
Для уменьшения колебания давления, обусловленного не-
равномерностью подачи насоса, применяют воздушные колпаки,
устанавливая их на всасывающем и нагнетательном трубопро-
водах. Принцип действия воздушных колпаков заключается
в их заполнении перекачиваемой жидкостью при увеличении
мгновенной подачи выше средней и в опорожнении при умень-
шении ее ниже средней. В результате в напорном и всасываю-
щем трубопроводах поддерживается постоянной скорость дви-
жения жидкости, и влияние сил инерции ее движения сводится
к минимуму. Установка воздушных колпаков позволяет резко
улучшить параметры насосов, повысить их подачу и надеж-
ность. Эффект от применения воздушных колпаков тем выше,
чем больше неравномерность подачи насоса — в особенности
у одноцилиндровых насосов одинарного и двойного действия.
Воздушный колпак (рис. 1.4) представляет собой цилиндри-
ческий сосуд, частично наполненный газом. При увеличении
давления в трубопроводе жидкость, наполняя колпак, сжимает
газ, а при уменьшении давления вытесняется из него сжатым
газом.
Рассмотрим работу колпака достаточно большого объема,
установленного на нагнетательном трубопроводе одноцилиндро-
вого насоса двойного действия.
В статическом состоянии при неподвижной жидкости в тру-
бопроводе газ, заполняющий верхнюю часть колпака, нахо-
дится под тем же давлением, что и жидкость.
Рср ~ рн рв^н>
где рп — давление в конце напорного патрубка; р — плотность
жидкости; g — ускорение свободного падения; hn — геодезиче-
ская высота нагнетания.
12
В начале вытеснения поршнем жидкости из цилиндра
 рис. 1.4, фаза /) расход ее минимален и пока он не достигнет
среднего, объем жидкости, поступающей в напорный трубопро-
вод. будет QCp = QH + Qk, где QH — мгновенная подача насоса,
QI — расход жидкости из колпака. По мере увеличения мгно-
венной подачи насоса расход жидкости из колпака будет умень-
~аться, а при QH == Qcp будет равен нулю. При увеличении
Рис. 1.4. Схема работы воздушного колпака:
: — фазы работы воздушного колпака, б — график подачи одноцилиндрового насоса
двойного действия
мгновенной подачи насоса выше средней (фаза 2) колпак нач-
нет наполняться и расход жидкости в напорном трубопроводе
fудет равен Qcp = Qh — Qk. При уменьшении мгновенной по-
дачи насоса ниже средней (фазаЗ) колпак начнет опорожняться,
этом Qcp = Qh + Qk. Таким образом, объем воздуха в ком-
пенсаторе все время будет изменяться от минимального
1 максимального Vmax, и в процессе работы колпак будет ак-
* мулировать объем жидкости, равный V = Vmax—Vmin. Из-
менению объема воздуха будет соответствовать увеличение или
} меньшение давления от pmin по Ртах.
Газ в колпаке соприкасается с жидкостью и корпусом, име-
€П1Им постоянную температуру, поэтому, предполагая сжатие
изотермическим, можно записать
РсрVср -33 РтахVmin ’ ' Pmin* * тах>
13
откуда
Ртах _ Уср . Pmin __ ^ср
Pep Vmin	Рср ^тах
Приняв для оценки степени неравномерности давления в кол-
паке отношение
Ртах Pmin
Рср
получим
g „ Ртах Pmin __ ^ср_____У ср ^ср (^тах — V min)
Рср	V min	V max	У maxV min
Объем Утах и Vmin определяется планиметрированием пло-
щади синусоиды, лежащей ниже и выше линии средней по-
дачи.
Для упрощения предположим, что Уср равен среднему гео-
метрическому объемов Ушах и Утщ, т. е.
V . V , --=У™
v max v min v ср*
Тогда
g _ У max V min
Уср
откуда
Уср =
У
♦
fi
Средний объем равен:
для насосов одинарного действия
v _	0,55Fs .
для одноцилиндрового насоса двойного действия
1Z _ 0,21Fs
Иср ~	6	:
для двухцилиндрового насоса двойного действия
.. ____________ 0,042/7s
Кср-----б	1
для трехцилиндрового насоса одинарного действия
_ 0,009Fs
Vcp—	~	•
При расчете колпаков для нагнетательной линии принимают
д = 0,02, а для всасывающей — 6 — 0,04 — 0,05.
14
Воздушным колпакам придают цилиндрическую форму и
для гарантированного заполнения нижней части жидкостью их
объем увеличивают в полтора раза по сравнению VCp
VK=l,5VcP.
Высоту колпака определяют, задаваясь внутренним его диа-
метром £>вн, по формуле


Необходимо учитывать,
что применение воздуха
з качестве рабочего агента
колпака требует увеличения
его объема в p^lP* Раз (гДе
та — атмосферное давле-
ние), так как колпак запол-
няется воздухом из атмо-
сферы. При этом отпадает
необходимость в источнике
гжатого газа и упрощается
:бслуживание колпака.
Если же размеры колпа-
ка. и, следовательно, его
касса имеют определяющее
значение, колпак заполняют
гжатым газом (обычно азо-
том) от специального источ-
ника. При этом увеличение
объема колпака сверх VK
не требуется.
В результате контакти-
Рис. 1.5. Компенсаторы:
а — диафрагменный тупиковый с перфориро-
ванной трубкой, б — диафрагменный шаро-
вой, в — диафрагменный проточный, г — ту-
пиковый клапанный; 1 — корпус, 2 — диаф-
рагма, 5 — перфорированная трубка, 4 —ма-
нометр, 5 — клапан, 6 — пружина
тования газа с жидкостью
:н постоянно растворяется в ней и тем интенсивнее, чем больше
давление нагнетания. Для предотвращения растворения газа
э жидкости применяют колпаки с разделительной резиновой
диафрагмой. Для повышения срока службы диафрагмы ее раз-
меры (площадь) выбирают таким образом, чтобы при работе
.на перемещалась без растяжения.
Схемы компенсаторов приведены на рис. 1.5.
§ 7. КОЭФФИЦИЕНТ ПОДАЧИ НАСОСА
Теоретическая подача насоса определяется суммой объемов,
описываемых поршнями в единицу времени по следующим фор-
мулам:
для двухцилиндрового насоса двойного действия
QT- 2(2Г—/)$п;
15
для трехцилиндрового насоса простого действия
Qr = 3Fsti\
в общем виде
QT — azFsn,
где а — коэффициент, учитывающий объем, занимаемый што-
ком, а=1 — f — площадь поперечного сечения штока;
п — частота вращения вала кривошипа в единицу времени; z —
число рабочих камер насоса.
Действительная подача насоса Q всегда меньше теоретиче-
ской QT. Это обусловлено:
а)	утечками жидкости через уплотнения штока или поршня
в атмосферу;
б)	перетоком жидкости через уплотнения поршня внутри
цилиндра;
в)	утечками жидкости в клапанах вследствие их негерме-
тичности и запаздывания закрывания;
г)	подсосом воздуха через уплотнения сальника;
д)	дегазацией жидкости в цилиндре насоса вследствие сни-
жения давления в рабочей камере;
е)	отставанием жидкости от движущегося поршня.
Утечки, перечисленные в пп. а), б) и в), учитываются коэф-
фициент утечек ау, явления, перечисленные в пп. г) д) и е),—
коэффициент наполнения ан.
Произведение коэффициентов утечек и наполнения называ-
ется коэффициентом подачи а, который характеризует отноше-
ние действительной подачи насоса к теоретической,
а — aHav =
Коэффициент подачи зависит от качества уплотнений, сте-
пени их изношенности, свойств перекачиваемой жидкости и
режима работы насоса. В реальных условиях коэффициент по-
дачи колеблется от 0,85 до 0,98.
§ 8.	РАБОТА НАСОСА И ИНДИКАТОРНАЯ ДИАГРАММА
Работа насоса, совершаемая за один оборот кривошипа,
А = FsHnpg,
где На — высота подъема жидкости.
При ходе всасывания в нормально работающем насосе
(рис. 1.6) жидкость следует за поршнем><бёз отрыва». На жид-
кость во всасывающем трубопроводе должно-’Действовать дав-
ление, преодолевающее:	'	*
а)	давление, обусловленное геометрической высотой всасы-
вания й, на которую необходимо поднять г. жидкость, равное
Р^Й^,	Л	}
16
б)	давление, обусловленное гидравлическим сопротивлением
всасывающего трубопровода и приемного фильтра, равное pW8\
в) давление, обусловленное инерцией жидкости во всасы-
вающем трубопроводе и цилиндре насоса, равное рг&;
г) остаточное давление в полости цилиндра рв;
д) давление, обусловленное гидравлическим сопротивлением
клапана, равное
Условие безотрывного движения жидкости за поршнем бу-
дет иметь вид
Ра -- pgh$ + pws + pis + Рв+ Рк-
Давление, обусловленное
гидравлическим сопротивле-
нием всасывающего трубопро-
вода, с учетом максимальной
скорости движения жидкости
может быть определено сле-
дующим образом:
где li — коэффициент мест-
ных сопротивлений; Fs — пло-
щадь поперечного сечения вса-
сывающего трубопровода; F—
площадь поперечного сечения
цилиндра насоса; X — коэффи-
Рис. 1.6. Установка приводного
поршневого насоса:
1 ~~ приемный резервуар; 2 — напорный
резервуар; 3 — манометр; 4 — вакуум-
метр
циент трения.
Давление, обусловленное силами инерции, определяется по
формуле
pts = pr(oa£scosa,
где Ls — приведенная длина всасывающего трубопровода
Здесь 1т — длина участка трубопровода с поперечным сече-
я нем Fm.
Определим
зоде
давления во
всасывающем трубопро-
%
*
17
*

_ Гг(0а . «
<----------- sin*
- £ 2

Высота всасывания hs = (ра— P*)/pg— переменная величина
и зависит от угла поворота кривошипа а. Самым опасным
с точки зрения безотрывного движения жидкости за поршнем
является момент начала всасывания, когда силы инерции жид-
кости максимальны. Для этого момента уравнение высоты вса-
сывания запишется следующим образом:
й __ Ра~Рв rn2 f _ J)*
" pg vug pt ~	1
При нагнетании давление в цилиндре затрачивается на пре-
одоление:
а) давление в конце нагнетательного трубопровода ркн;
б)' геодезической высоты нагнетания hn\
в)	гидравлических сопротивлений нагнетательной линии
PwHy
г)	сил инерции жидкости р^н;
д)	сопротивления нагнетательного клапана р'к.
Поэтому давление в полости цилиндра в момент нагнетания
может быть определено как
Ря Ркн +Р£Йн + Pwn + Pin +Рк-
Давление pWH может быть определено по аналогии с дав-
лением всасывания:
Г2(д2
sin2 а,
а давление
Pin = lLHre>2 cos а,
где LH—приведенная длина нагнетательного трубопровода,
подсчитывается по формуле для LB.
Давление в цилиндре в период нагнетания равно
Рн = Рки +	+ Р (k-у + 2	х
\ d. J\FhJ
Г2<02	. 2	, Т 2	,	’
X------sirr a -h pL„rcoa cos a + о .
2	• н	* к
Давление pn за время оборота кривошипа переменно и мак-
симально при нагнетании жидкости.
Таким образом, высота нагнетания жидкости определяется
'*н —
РЯ
На практике высоту всасывания и нагнетания определяют
следующим образом (см. рис. 1.6).’
Насосная установка оборудована манометром, учитываю-
щим высоту подъема жидкости h’n и сопротивление напорной
18
тинии, и вакуумметром, учитывающим высоту Лвс и сопротив-
лением во всасывающей трубе.
Высотой й0 ввиду ее малости пренебрегаем.
Полным или манометрическим подъемом Нп будет сумма
::>казаний приборов
Таким ооразом, величина н может быть определена расчет-
•ыч путем или экспериментально (см. рис. 1.6).
Гидравлическую или полезную мощность насоса простого
действия определяют по формуле
Nr -- Ап - pgFsnHn,
п — число двойных ходов поршня в минуту.
Более простой вид формула будет иметь, если мощность
S выразить через подачу насоса
Nr = PgQHu,
Q — подача насоса.
Для экспериментального определения работы насоса и конт-
роля за ним применяют индикатор (рис. 1.7, а). Назначение
«ндикатора — избавиться от параметра t в системе уравнений
s=f(O; р=/(0
? привести ее к уравнению, имеющему вид p — f(s).
Индикатор состоит из поршневого манометра и преобразу-
ющего механизма. Поршневой манометр имеет цилиндр с при-
тертым поршнем, к верхней части штока которого прикреплено
перо. Между поршнем и верхней крышкой цилиндра находится
тарированная пружина, а надпоршневой объем цилиндра сое-
динен с атмосферой. Нижняя полость цилиндра соединяется
трехходовым краном с исследуемым цилиндром насоса или
: атмосферой.
Преобразующий механизм состоит из барабана, на котором
укрепляется бумага, и сменных шкивов, обернутых нитью,один
♦. :нец которой соединен со штоком исследуемого цилиндра,
а к другому подвешен грузик.
При изменении давления в цилиндре насоса поршень мано-
метра перемещается на величину, пропорциональную давлению
з цилиндре, перо при этом оставляет на барабане след. При
движении поршня насоса барабан поворачивается на угол,
трипорциональный перемещению.
Рассмотрим работу индикатора в идеальном случае (пунк-
тирный контур ABCD (рис. 1.7, б) при повороте кривошипа на-
::<а на 360°.
В левой мертвой точке перо будет занимать положение, со-
ответствующее точке Е. В начале хода всасывания при пере-
мещении поршня вправо в цилиндре понизится давление
давление всасывания), поршенек манометра при этом переме-
19
Рис. 1.7. Индикатор:
а — принципиальная схема; / —
груз; 2 — барабан; 3 - перо; 4 —
пружина индикатора; .5 — поршень
индикатора, 6 — трехходовой кран;
С) — индикаторная диаграмма пор-
шневого насоса (пунктирная ли-
ния — идеальная, сплошная — ре-
альная)
стится вниз, пружина сожмется, в результате чего перо прочертит
линию ЕА. При ходе всасывания давление в цилиндре будет по-
стоянным и перо прочертит на вращающемся барабане гори-
зонтальную линию ЛВ, лежащую ниже линии ЕЕ', соответ-
ствующей атмосферному давлению. В конце хода всасывания
давление в цилиндре станет равным атмосферному — поршенек
под действием пружины вернется
в исходное положение и перо про-
чертит линию BE'. При ходе нагне-
тания давление в цилиндре повы-
сится до давления нагнетания и
поршенек будет перемещаться
вверх до тех пор, пока давление
жидкости не уравновесится силой
упругой деформации пружины. Пе-
ро при этом прочертит линию Е'С.
При ходе нагнетания перо прочер-
тит линию CD вплоть до остановки
поршня насоса в левом мертвом
положении, когда давление в ци-
линдре станет равным атмосфер-
ному и пружина вернет поршенек
в исходное положение — линия DE.
При повторении цикла работы
насоса будет повторяться и траек-
тория движения пера на бумаге.
В реальных условиях диаграмма
будет отличаться от идеальной
вследствие наличия воздуха, газа,
паров жидкости в цилиндре, утечек
через уплотнения поршня и клапа-
нов, запаздывания закрытия и от-
крытия клапанов, их сопротивле-
ния и т. д.
Реальная диаграмма (контур aecd, рис. 1.7, б) будет отли-
чаться от идеальной наличием зигзагов возле точек а и с, что
объясняется гидравлическим сопротивлением клапанов и их
колебаниями. Линии da и вс не будут вертикальными, что выз-
вано запаздыванием закрытия и открытия клапанов.
По виду индикаторной диаграммы можно судить о работе
отдельных узлов насоса.
Площадь, очерченная контуром индикаторной диаграммы,
представляет собой работу, совершенную поршнем за цикл.
Разделив площадь индикаторной диаграммы ГИнд па ее длину
и умножив на масштаб пружины индикатора т, мы получим
среднее индикаторное давление
Индикаторная работа будет равна
At^piFs,
20
i индикаторная мощность (кВт)
Ni = A in = piFsn.
Эта мощность определена для насоса одинарного действия.
Пренебрегая площадью сечения штока, будем считать, что для
засоса двойного действия обе стороны поршня производят оди-
наковую работу, которая за один оборот кривошипного вала
*удет 2ЛР а мощность
Ni 2piFsn,
Для насоса с числом рабочих полостей цилиндров k получим
Ni kpiFsn.
§ 9. РАСЧЕТ НАСОСА
Определение мощности приводного двигателя. Для опреде-
ления мощности приводного двигателя необходимо учесть
к. п. д. насоса, равный т) = #г/#.
К. п. д. насоса определяется произведением механического
*. л. д. на гидравлический.
Гидравлический к. п. д. определяется как
Яг ~ hvJhi*
где — манометрический напор; hi — индикаторный напор.
Механический к. п. д. может быть представлен в виде
где —к. п. д. подшипников валов (0,98—0,99); т]2 — к. п. д.
зубчатой передачи (0,98—0,99); —к. п. д. кривошипно-инди-
каторного механизма (0,95);	— к. п. д. поршней и сальпи-
• >в (0,92).
Таким образом, мощность, необходимая для приведения
насоса в действие,
N =-
де Q — фактическая подача насоса; Н—полная высота подъ-
ема жидкости.
Двигатель для насоса необходимо выбирать с учетом воз-
г^жных перегрузок, а также к. п. д. передачи т)п
где ср — коэффициент запаса (для больших насосов <р = 1—1,15,
для малых насосов <р = 1,2—1,5); —к. п. д. передачи между
двигателем и насосом (для клиноременной передачи он равен
).92 и для цепной —- 0,98).
21
Наибольший крутящий момент на валу насоса равен
Л4 = Л4д пгах^Лп»
где Л4Д. max — максимальный момент, развиваемый двигателем;
i — передаточное отношение передачи.
Гидравлическую часть насоса рассчитывают на прочность
по давлению опрессовки, а механическую — по усилиям, дей-
ствующим в его элементах при наибольшем крутящем моменте,
развиваемом приводным двигателем.
Давление опрессовки принимают вдвое большим, чем мак-
симальное, развиваемое насосом. Гидравлическая часть насоса
должна быть рассчитана таким образом, чтобы при закупорке
напорной линии и несрабатывании предохранительного кла-
пана произошла остановка двигателя, а не поломка насоса.
Клапанные коробки и цилиндры рассчитывают на проч-
ность по формуле
Г нар — ^*вн
[<у] + 0,4р
[а]— 1,3р
где р — давление опрессовки; [о] — допустимые напряжения
растяжения.
Шпильки, крепящие крышки цилиндров, рассчитывают с уче-
том предварительной затяжки, обеспечивающей герметичность
стыка,
Рк = Pi + Pd,
где Рк — суммарное уплотняющее усилие; Pi — усилие на
крышку цилиндра, равное piF (pi — индикаторное давление);
pd — усилие, уплотняющее стык.
Pd — Pd^nt
где pd — давление на прокладку, обеспечивающее герметичность
стыка; Sn — площадь прокладки.
Шток рассчитывается на растяжение — сжатие и продоль-
ную устойчивость. Наибольшие напряжения растяжения или
сжатия определяются
[<7]>О“Р тах^/ш,
где [о] — допустимое напряжение; о — фактическое напряже-
ние; Ртах — максимальное усилие, действующее на шток;
/ш — площадь сечения штока.
При определении Ртах необходимо учитывать силы трения
в уплотнениях штока и поршня.
Шток проверяется на устойчивость, если гибкость p,Z/Z>100,
где
i=Vv
d
2
22
Для определения критического усилия Ркр на шток исполь-
зуют формулу Эйлера
р	^EI
кр'“ W3 ’
тле ц — коэффициент приведенной длины, принимается рав-
ным 0,5 в предположении, что оба конца стержня защемлены;
— действительная длина стержня; Е—модуль упругости пер-
ззто рода; I — момент инерции сечения, для круга I — (nd4)/64.
Расчет быстросменных деталей — уплотнений поршня и
штока весьма сложен и не приводится. Срок службы этих де-
талей определяется на основании опыта работы насоса в раз-
/V
Рис. 1.8. Расчетная схема поршневого насоса
тичных режимах, в соответствии с которыми проводится пре-
дупредительный ремонт насоса.
Детали кривошипно-шатунной группы рассчитывают обще-
принятыми методами на полную долговечность насоса. Силы,
действующие в шатунно-кривошипной группе (рис. 1.8), опреде-
ляют следующим образом.
Сила, действующая вдоль шатуна,
cos р
где Р— усилие, действующее на шток; G — массы ползуна и
« шатуна; f — коэффициент трения ползуна о направляющие.
Максимальное усилие Si достигается при максимальном
\гле р; так как у большинства насосов г/1 = 0,2, соответственно
. -<р = 0,98, то для упрощения расчета можно принять
S-P + Gf.
Палец воспринимает силу S, которую можно разложить на
тангенциальную силу Т, направленную касательно к окруж-
ности, и нормальную силу N, воспринимаемую валом криво-
шипа.
Пренебрегая углом р ввиду его малости, получим
T — S sin а,
23
т. е. тангенциальное усилие изменяется по.синусоидальной за-
висимости. Полученную формулу применяют для расчета одно-
цилиндровых насосов.
Для многоцилиндровых насосов тангенциальная сила может
быть найдена графически, сложением графиков, характеризу-
ющих изменение тангенциальных сил, полученных для каждого
цилиндра с учетом их сдвига по фазе.
§ 10. ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
Области применения поршневых насосов
Для добычи нефти поршневые (плунжерные) иасосы ис-
пользуются при подъеме пластовой жидкости из скважин, для
подачи химических реактивов в скважину при ее эксплуатации,
Рис. 1.9. Система сбора высокопарафинистой нефти:
/ — фонтанная скважина; 2 — глубиннонасосная скважина; 3 —газлифтная скважина;
4 — устьевой нагреватель; 5 — установка «Спутник»; 6 — печь для нагрева продукции,
поступающей в замерный сепаратор; 7 — газораспределительная будка; 8 — печь для
подогрева газа; 9 — сепаратор первой ступени; 10— насос; 11— печь для подогрева
нефти; 12 — газовый сепаратор; 13 — замерный сепаратор; 14 — переключатель скважин;
15 — счетчик. Лини»: I — продукция скважин; II — нагретая нефть; III — безводная
нефть; IV — обводненная нефть; V — газ первой ступени сепарации; VI — газ высокого
давления
для привода погружного гидропоршневого насосного агрегата,
при перекачке добытой пластовой жидкости в пределах про-
мысла, при промывке песчаных пробок в скважинах, при про-
ведении гидравлического разрыва пласта, при проведении ка-
питального ремонта скважин.
В настоящее время на промыслах применяется несколько
принципиальных схем сбора и транспорта продукции скважин.
Универсальной системы сбора не существует, потому что каж-
24
:ое месторождение имеет свои особенности: прежде всего это
способы и объемы добычи пластовой жидкости, ее физико-хи-
мические свойства.
На новых и вводимых в эксплуатацию промыслах проек-
тами обустройства предусматривается применение однотруб-
ной системы сбора. При ее использовании продукция скважин
- ) выкидным линиям поступает на установку измерения, а от-
туда по одному нефтегазосборному коллектору к центральному
пункту подготовки нефти, газа и воды. Однотрубная система
позволяет сократить длину промысловых трубопроводов и
исключить потери легких
□ракцнй. Существует не-
сколько однотрубных систем,
з частности для сбора нефти,
с .«держащей большое количе-
ство парафина и асфальтосмо-
листых веществ, используется
.хема, показанная на рис. 1.9.
Кроме того применяются
двухтрубные системы сбора,
хобенностями которых явля-
ются отделение газа от нефти
в непосредственной близости
.т устья скважины — на уста-
г .;вке измерения — и подача
их по отдельным трубопрово-
дам к центральному пункту
Г .’ДГОТОВКИ.
На территории промысла
насосы для перекачки жид-
* >сти устанавливают, когда да!
•Зит для транспортировки пластовой жидкости. Для перекачи-
вания используют насосы статического и динамического дей-
ствия — прежде всего поршневые и центробежные. На некото-
рых промыслах используются винтовые насосы.
Выбор насоса определяется технико-экономическими пока-
зателями. Необходимо учитывать их основные особенности:
Центробежные насосы — просты, имеют малое число дета-
ли, обеспечивают большую подачу, высокий к. п. д. при работе
-а маловязких жидкостях, могут перекачивать жидкости, со-
держащие абразив. Однако при увеличении вязкости и количе-
хза газа и жидкости к. п. д. центробежных насосов снижа-
йся (рис. 1.10, III),
Поршневые насосы имеют относительно высокий к. п. д. при
таботе на жидкостях любой вязкости, развиваемый ими напор
-т зависит от расхода. Но они сложны, имеют большое коли-
Агство деталей, тихоходны, регулировку их производительности
zz истыми средствами обеспечить сложно, подача насосов
5>/К
600
450
220
150
120
														
														
				I										
								а						
														
														
														
														
														
														
														
														
60
ио
50
20
10,
6 8 12 1620 30 40 60 80 120 200 300400 800
Рис. 1.10. Область применения цент-
робежных и поршневых насосов
в зависимости от вязкости перека-
чиваемой
жидкости и подачи н а -
coca (/(=10~6)
на
скважин не хва-
25
неравномерна, наличие абразива в перекачиваемой жидкости
выводит их из строя (рис. 1.10, /).
Область применения насосов различных типов иллюстриру-
ется графиком (рис. 1.10, II — переходная область).
Дозировочные насосы
Дозировочные насосы предназначены для объемного напор-
ного непрерывного дозирования чистых жидкостей (химических
реагентов) для деэмульсации пластовой жидкости, предотвра-
Рис. 1.11. Кинематическая схема дозировочного насоса НД
щения отложения парафина и солей в насосно-компрессорных
трубах и промысловых коллекторах, для подачи добавок
в воду, закачиваемую в нагнетательные скважины.
К специфическим характеристикам дозировочных насосов,
помимо всех остальных параметров, характеризующих объем-
ные насосы, относится класс точности дозирования, который оп-
ределяется наибольшим отклонением фактической подачи эта-
лонной жидкости при номинальном режиме работы насоса, вы-
раженном в процентах от номинальной подачи. Конструкция
дозировочного насоса должна позволять плавную регулировку
подачи от нуля до максимума без остановки приводного двига-
теля.
Дозировочные насосы используются либо поодиночке, либо
в виде агрегатов, состоящих из нескольких дозировочных на-
сосов, приводимых в действие одним двигателем. Чаще всего
дозировочные насосы выполняются плунжерными, а их подача
регулируется изменением длины хода плунжера.
Дозировочные насосы применяются для перекачивания жид-
кости давлением до 40 МПа в количествах от нескольких лит-
ров до нескольких кубических метров в час при точности дози-
26
;<зания порядка 0,1—2,5 %. Температура перекачиваемой
жидкости определяется стойкостью материала уплотнений и
гэи использовании резиновых и резинотканевых манжет не
гглжна превышать 80 °C, а при использовании фторопласта —
3» СС. Область применения насосов определяется стойкостью
материалов, из которых выполнена проточная часть, а также
:тэйкостью материала уплотнений.
Дозировочный насос НД — одноплунжерный, горизонталь-
ный. простого действия с регулируемой подачей состоит
•тис. 1.11) из мотора-редуктора /, гидроцилиндра II и регули-
:у:ютего механизма III. Все узлы насоса монтируются на кор-
пусе регулирующего механизма.
Мотор-редуктор включает в себя приводной двигатель и ре-
дуктор, выполненные в одном корпусе. Частота вращения
здла 1 мотора-редуктора составляет 85 мин”1. Регулирующий
механизм предназначен для преобразования вращательного
движения вала в возвратно-поступательное движение плунжера
i для изменения длины его хода. Вал 3 соединен зубчатой
муфтой с валом 1 мотора-редуктора. Насаженный на вал 3
кулачок 4 преобразует вращательное движение вала в воз-
згатно-поступательное движение ползуна 5, к которому жестко
•.эепится плунжер 2. Ползун 5 находится в постоянном кон-
такте с кулачком 4 за счет предварительно сжатой пружины 6,
Регулирование подачи агрегата достигается изменением длины
да ползуна 5, т. е. в конечном счете, длины хода плунжера
♦а счет изменения зазора I между ползуном и упором 7. На
♦ горе 7 предусмотрен^ резьба, позволяющая ему перемещаться
в осевом направлении при вращении колпака регулятора 8.
Гидроцилиндр включает в себя корпус, в котором перемещается
ллунжер. Зазор между ними уплотняется V-образными ман-
жетами 9. Степень поджатия уплотнений регулируется нажим-
:й гайкой, передающей усилие затяжки через нажимной стакан
вти детали на рисунке не показаны). Всасывающий 10 и на-
гнетательный 11 клапаны — двойные, шариковые. Клапаны за-
креплены в корпусе цилиндра с помощью специального хомута,
дозволяющего легко и быстро собирать и разбирать клапаны.
Всасывающий и нагнетательный трубопроводы присоединены
* ниппелям, крепящимся к штуцеру с помощью накидной
'ДИКИ.
Агрегат работает следующим образом: при вращении вала 1
мотора-редуктора кулачок 4, взаимодействуя с ползуном 5,
~еремещает плунжер 2, в результате чего происходит ход на-
гнетания — жидкость из рабочей полости цилиндра выталки-
вается в нагнетательный трубопровод через клапаны 11. При
гэдходе плунжера к крайнему положению нагнетание заканчи-
вается. Дальнейший поворот кулачка 4 происходит при пере-
мещении плунжера под действием пружины 6, что соответст-
вует ходу всасывания — жидкость из нагнетательного трубо-
27
провода через всасывающие клапаны 10 попадает в рабочую
полость цилиндра»
Перемещение плунжера 2 и ползуна 5 обусловлено положе-
нием упора 7. Если он максимально вывернут из корпуса, то
длина хода ползуна будет определяться удвоенным эксцентри-
ситетом кулачка 4. Чем больше упор 7 ввернут в корпус, тем
меньше будет перемещение ползуна и тем меньше будет по-
дача насоса. Помимо ручной регулировки подачи конструкция
агрегатов предусматривает автоматическую регулировку спе-
циальным исполнительным механизмом, устанавливаемым на
регулирующий механизм агрегата.
Кроме описанного насоса, в нефтяной промышленности при-
меняются дозировочные агрегаты серии НД, ГНД, ДА, а также
неизготавливаемые в настоящее время, но в некоторых местах
еще применяемые дозировочные насосы РПН.
Дозировочные насосы других моделей имеют конструкции,
отличающиеся от описанной, однако общим для них всех явля-
ется использование электродвигателей с понижающим редук-
тором, обеспечивающим число двойных ходов плунжера в пре-
делах 35—180, применение регулирующих механизмов, плавно
изменяющих длину хода плунжера. Некоторые насосы, напри-
мер, серий НД, НД1, НДО5 снабжены устройствами гидравли-
ческого затвора или смазки уплотнений, охлаждением уплотне-
ний и т. д.
Как правило, подача дозировочных насосов плавно регули-
руется от нуля до максимума, который для различных типо-
размеров составляет 2,5; 10; 16; 25; 40; 63; 100; 160; 250; 400;
630; 1000; 1600; 2500 л/ч, при развиваемом давлении 40, 25,
10; 6,3; 2,5; 1,6; 1 МПа.
Мощность приводного двигателя составляет 0,27—4,5 кВт.
Приводные двигатели используются общепромышленного и
взрывобезопасного исполнения.
Техническая характеристика дозировочных насосов приве-
дена в табл. 1.1.
В зависимости от характеристики перекачиваемой жидкости
детали проточной части насосов выполняются из различных
сталей: для чистых нейтральных и агрессивных жидкостей
с температурой до 200 °C применяются стали Х18Н9Т, для аг-
рессивных жидкостей с температурой до 70 °C — стали
Х17Н13М2Т, ЭИ943.
Дозировочные насосы устанавливаются на основание,
плиту или раму и крепятся к ним болтами. Они должны быть
оборудованы контрольно-измерительными приборами, обеспечи-
вающими безопасность их работы. Трубопроводы должны из-
готавливаться из бесшовных труб со сварными соедине-
ниями. Фланцевые соединения необходимо применять для
обеспечения возможности монтажа и ремонта. Недопу-
скаются U-образные изгибы труб и горизонтально распо-
28
ложенные участки трубопроводов при работе с жидкостями,
склонными к отстою или замерзанию. На всасывающем трубо-
проводе рекомендуется устанавливать фильтр, так как попа-
дание посторонних частиц на посадочные поверхности клапанов
ухудшает точность дозирования и увеличивает интенсивность
изнашивания.
Пробные пуски агрегата целесообразно проводить на воде
со смазкой плунжера солидолом при ослабленной затяжке уп-
Таблица 1.1
Техническая характеристика дозировочных насосов НД
Показатель
нд
1* *0
16/63
Подача номинальная, л/ч
Предельное давление, МПа . .
Число двойных ходов плунжера
в минуту ...................
Диаметр плунжера, мм . . .
Диапазон регулирования длины
хода плунжера, мм:
максимальный ...............
рабочий ................
63
1,6
85
25
100
1,0
85
30
готнения. При обнаружении утечек необходимо плавно подтя-
гивать нажимную гайку уплотнения. Если утечка жидкости
незначительна, лучше не производить полную затяжку уплот-
нения.
Буровые насосы
Буровые насосы применяются при капитальном ремонте
скважин для обеспечения циркуляции промывочной жидкости
бурении вторых стволов, разбуривании пробок и т. д. Пор-
шневые буровые насосы состоят из механической и гидравли-
ческой частей. Механическая часть служит для передачи меха-
нической энергии от двигателя (ДВС либо электродвигатель)
* поршням, движущимся возвратно-поступательно.
Гидравлическая часть служит для преобразования механи-
ческой энергии поршней в механическую энергию перекачивае-
мой жидкости и для придания жидкости необходимого направ-
ления.
Наиболее широко применяются поршневые приводные буро-
вые насосы с двумя цилиндрами двухстороннего действия или
: тремя плунжерами одинарного действия, с кривошипно-ша-
тунным механизмом и зубчатым редуктором (рис. 1.12).
29
Приводная часть насоса состоит из ведущего вала /, полу-
чающего вращающий момент от двигателя, соединенного с ним
клиноременной или цепной передачей. Ведущий вал связан
с коренным валом 2 зубчатым редуктором 3. Коренной вал
с кривошипно-шатунным механизмом 4 преобразует враща-
тельное движение вала в возвратно-поступательное движение
ползуна. Приводная часть размещается в закрытом корпусе,
предотвращающем попадание влаги и абразива в масляный
картер. Для предотвращения попадания бурового раствора
в картер штоки поршней соединяют не непосредственно с крейц-
копфом, а через дополнительный шток, соединенный с штоком
Рис. 1.12. Буровой насос
цилиндра посредством специального отбойника. Он предовра-
щает попадание бурового раствора, выливающегося через уп-
лотнение штока в приводную часть.
Гидравлическая часть насоса состоит из приемного коллек-
тора 5, клапанно-распределительного механизма, включающего
всасывающие 6 и нагнетательные 7 клапаны, цилиндро-порш-
невой группы 3, включающей цилиндровую втулку, поршень,
его шток 9 с уплотнением, нагнетательный коллектор 10,
Гидравлическая часть поршневого бурового насоса состоит
из корпусных деталей постоянного применения, ресурс которых
равен ресурсу всего насоса в целом, и сменных деталей с ре-
сурсом около 100 ч, в зависимости от условий работы.
Параметры буровых насосов изменяются в широких преде-
лах, в зависимости от их назначения. Достаточно широко рас-
пространены насосы со следующими параметрами:
 наибольшая подача жидкости — 45 дм3/с, наибольшее дав-
ление нагнетания — 32 МПа, гидравлическая мощность — до
750 кВт, приводная мощность — до 950 кВт.
К основным особенностям конструкции насосов следует от-
нести наличие быстросъемных деталей, позволяющих менять
клапанные и цилиндро-поршневые узлы в случае их износа или
необходимости изменения параметров работы насоса.
зо
Одним из наиболее характерных примеров трехплунжер-
-сго насоса одинарного действия является насос 4Р-700
 рис. 1.13), входящий в состав насосного агрегата 4АН-700.
Этот насос предназначен для закачки в скважины жидкостей
г песчано-жидкостных смесей. Жесткие требования к массе и
габаритам насоса, монтируемого на автомашине, предопреде-
.тяют иную, отличающуюся от буровых насосов конструкцию.
Приводная и гидравлическая части насоса вмонтированы
Рис. 1.13. Насос 4Р-700
з сварную станину. Они отделены друг от друга дополнитель-
ным уплотнением плунжера, установленным на некотором рас-
стоянии от уплотнений гидравлической части.
В приводную часть входят трансмиссионый и приводной
залы, крейцкопфно-шатунная группа, направляющие, картер.
Приводной вал выполнен заодно с шестернями и установлен
з верхней части станины на роликовых подшипниках. Он не-
сет на себе три эксцентрика смещенных друг относительно
друга на 120°. Шатуны соединены с крейцкопфами, перемеща-
ющимися в горизонтальном направлении. Полость картера за-
полнена маслом, смазывающим детали пар трения разбрыз-
гиванием. В верхней части картера имеется люк для осмотра
деталей приводной части с сапуном, в нижней части — щуп для
измерения уровня масла.
К гидравлической части насоса относятся: плунжеры, кор-
пусы уплотнений, клапанные коробки, клапаны. Плунжеры на-
соса шарнирно соединены с крейцкопфами и уплотняются
з цилиндре самоуплотняющимися манжетами. Конструкция
гидравлической части насоса предусматривает применение
сменных плунжеров диаметрами 100 или 120 мм.
31
Клапанная коробка присоединена к станине шпильками и
содержит три пары всасывающих и нагнетательных клапанов.
Конструкция коробки предусматривает возможность быстрой
смены клапанов при их износе.
Техническая характеристика насоса 4Р-700
Трехплунжерный,
Тип насоса	горизонтальный,
приводной
Диаметр плунжеров, мм .......................... 100,	120
Ход плунжера, мм ............................. 200
Максимальное допустимое давление, МПа ....	70
Наибольшее число двойных ходов в минуту . .	192
Подача, л/с:
минимальная .............................. 6,3
максимальная ............................. 22
§ 11. ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ НАСОСОВ
К основным узлам и деталям насосов относятся: корпус, кла-
панная коробка, цилиндро-поршневая группа, приводная часть.
Корпус гидравлической части насоса выполняется литым или
сварной конструкции, В зависимости от типа насоса корпус мо-
жет быть выполнен как одно целое с клапанной коробкой, вса-
сывающими и нагнетательными патрубками.
Для высоких давлений (50—70 МПа) клапанные коробки
выполняют коваными.
В корпусе гидравлической части находятся цилиндровые
втулки либо непосредственно в нем расточены отверстия ци-
линдров.
Поршни изготовляют цельными или составными в зависимо-
сти от условий работы насоса и частоты смены быстроизнаши-
вающихся деталей. Поршень (рис. 1.14) снабжен уплотнением,
предотвращающим утечку перекачиваемой жидкости в зазор.
В качестве уплотнений применяют кольца из чугуна, эбонита,
текстолита, манжеты из кожи, резины и прорезиненной ткани.
В буровых насосах применяют поршень с привулканизирован-
ными резиновыми уплотнениями.
Плунжеры изготовляют монолитными и пустотелыми. Для
увеличения их долговечности рабочая поверхность цилиндра
имеет повышенную твердость и высокий класс чистоты обра-
ботки.
Для уплотнения плунжеров и штоков используют сальнико-
вые уплотнения (рис. 1.15). В зависимости от давления приме-
няют либо набивочный материал, либо резиновые манжеты,
армированные металлическим каркасом.
Клапаны бывают самодействующими и принудительного дей-
ствия. Насосы, применяемые на нефтяных промыслах, оборудо-
ваны самодействующими клапанами, т. е. открывающимися и
32
«1 *м
закрывающимися при изменении перепада давления по обе
:?>роны клапана (рис. 1.16).
По кинематике клапаны подразделяются на откидные, вра-
чующиеся вокруг оси, подъемные, перемещающиеся вдоль своей
:си, и шаровые, перемещающиеся в пространстве клапанной
коробки и при этом свободно вращающиеся.
Контакт клапана с седлом обеспечивается либо специаль-
он прижимной пружиной, либо собственным весом подвижной
го части.
Рис. 1.14. Поршни насосов:.
а — с разрезными кольцами из чугуна; б — составной поршень; в — поршень с тексто-
литовыми кольцами; г — составной поршень с манжетами; д — поршень бурового на-
соса с привулканизированным резиновым уплотнением
Рис. 1.15. Сальниковое уплотнение
штока
Рис. 1.16. Тарельчатый клапан
Заказ № 2119
33
Злектро-	п промысловую
Штанговый
скважинный насос
Подъемные клапаны бывают тарельчатыми и кольцевыми.
В буровых насосах, как правило, применяют тарельчатый кла-
пан с коническим седлом и направлением, обеспечивающим
точную посадку клапана в седле.
§ 12. ШТАНГОВЫЕ СКВАЖИННЫЕ НАСОСНЫЕ УСТАНОВКИ
Одним из наиболее распространенных механизированных
способов эксплуатации скважин является способ с использова-
нием скважинного насоса с приводом, расположенным на по-
верхности. Свыше 70 % дей-
ствующего фонда скважин
оснащены штанговыми сква-
жинными насосными установ-
ками (ШСНУ), причем име-
ется тенденция к увеличению
абсолютного и относительного
их числа. С помощью ШСНУ
добывается около 30 % всей
нефти.
Основные пара метры, ха -
рактеризующие ШСНУ, сле-
дующие:
подача, определяемая коли-
чеством пластовой жидкости,
поднимаемой в единицу вре-
мени (м3/сут). Так как пла-
стовая жидкость состоит из
смеси нефти, врды, газа, песка,
солей и ряда других примесей,
то в характеристике ШСНУ
обычно указывают подачу всей
жидкости и нефти;
развиваемое давление, оп-
ределяемое глубиной подвески
скважинного насоса с учетом
подпора на его приеме, обусловленного прежде всего динами-
ческим уровнем пластовой жидкости, плотностью жидкости,
гидравлическим сопротивлением труб, противодавлением на
устье скважины и т. д.;
к. п. д. ШСНУ определяется отношением работы приводного
двигателя при работе установки к полезной работе установки
по подъему пластовой жидкости. Учет к. п. д. установки доста-
точно сложен и в значительной степени зависит от особенностей
каждой скважины. Так, например, использование энергии газа,
растворенного в жидкости, может резко увеличить к. п. д. уста-
новки, а увеличение вязкости пластовой жидкости — снизить его;
надежность установки характеризуется долговечностью, ре-
монтоспособностью и безотказностью;
34
вспомогательное под-
земное оборудование
Продуктивный пласт
Рис. 1.17. Блок-схема штанговой
скважинной насосной установки
масс: установки. Увеличение массы установок отрицательно
сказь” .стся на стоимости установки, усложняет обслуживание
и гл: шт ее наземной и подземной частей. Кроме того большая
v .vCa установки приводит к необходимости сооружения для
~ге дорогостоящего и трудоемкого фундамента.
Область применения ШСНУ, как правило, в большинстве
./.учаев соответствует подаче до 30, реже 50 м3/сут при глуби-
нах подвески 1000—1500 м. В отдельных случаях ШСНУ могут
использоваться при подвесках скважинного насоса до 3000 м
или же в неглубоких скважинах с дебитом до 200 м3/сут.
Широкое распространение ШСНУ обусловлено прежде всего
применением скважинного насоса объемного типа, что обеспе-
чивает:
возможность отбора пластовой жидкости от долей до сотен
кубических метров в сутки при приемлемых энергетических за-
тратах;
простоту обслуживания и ремонта в промысловых условиях;
малое влияние (по сравнению с другими способами) на ра-
боту установки физико-химических свойств жидкости;
низкие требования к квалификации обслуживающего пер-
сонала.
Установка состоит из привода (рис. 1.17), колонны насосных
дтанг, скважинного насоса, вспомогательного подземного обо-
рудования, колонны насосно-компрессорных труб.
Привод предназначен для преобразования энергии двигателя
в возвратно-поступательное движение колонны насосных штанг.
Колонна насосных штанг — стержень для передачи механи-
ческой энергии от привода к скважинному насосу, который
преобразует механическую энергию движущихся штанг в меха-
ническую энергию откачиваемой жидкости, поступающей из про-
дуктивного пласта, через вспомогательное подземное оборудо-
вание. Комплект этого оборудования обусловлен индивидуаль-
ными особенностями каждой скважины: в него могут входить
якорь, фиксирующий колонну, газовые и песочные якоря для
отделения жидкости от песка и газа перед подачей на прием
насоса. Из насоса жидкость поступает в колонну насосно-ком-
прессорных труб, по которым она поднимается на поверхность.
Далее в зависимости от промысловой системы сбора жидкость
либо направляется во вспомогательное наземное оборудование
для отделения газа, либо в насосную станцию для перекачки
в пункты первичной обработки нефти.
В зависимости от-условий эксплуатации, конструкции сква-
жин. свойств откачиваемой жидкости основные элементы ШСНУ
могут иметь различное конструктивное исполнение.
f В большинстве ШСНУ (рис. 1.18) в качестве привода при-
хтеняют балансирные станки-качалки, которые состоят из ра^мы 2,
установленной на массивном фундаменте 1. На раме смонтиро-
вана стойка 9, на которой с помощью шарнира укреплен балан-
9*
35
сир 10 с головкой 12 на одном конце и на другом груз 8 с шар-
ниром, соединяющим балансир с шатуном 7» Шатун соединен
с грузом 6 и кривошипом 5, укрепленным на выходном ва^.у
редуктора. Входной вал редуктора посредством клиноремеш ;
Рис. 1.18. Штанговая скважинная насосная установка
36
терелач?: 4 соединен с электродвигателем 3. Головка балансира
:оех?г-ена с колонной штанг канатной подвеской 13. Колонна
> *:<ных штанг соединяет канатную подвеску насоса с его
х 'нжером. Колонна собирается из отдельных штанг М Штанги
ной по 8—10 м и диаметром 16—25 мм соединяются друг
фугом муфтами Л. Первая, верхняя, штанга 14 имеет поверх-
<хть, обработанную по высокому классу чистоты, и называется
стьевым штоком. Колонна насосно-компрессорных труб служит
хх* подъема пластовой жидкости на поверхность и соединяет
зборудование устья с цилиндром скважинного насоса. Она со-
гтзвлена из труб IF длиной по 8—12 м, диаметром 38—100 мм,
уединенных трубными муфтами Л. В верхней части колонны
остановлен устьевой сальник S, герметизирующий насосно-
«прессорные трубы. Через него пропущен устьевой шток. Обо-
тудование устья 15 скважины имеет отвод, по которому откачи-
ваемая жидкость направляется, в промысловую сету
Штанговый скважинный насос 19 — насос одинарного дей-
ствия состоит из цилиндра 24, прикрепленного к колонне на-
усно-компрессорных труб, плунжера 25, соединенного с колон-
ий штанг. Нагнетательный клапан 26 установлен на плунжере,
. всасывающий 27 — в нижней части цилиндра.
, Ниже насоса при необходимости устанавливается газовый 20
«ели песочный якорь. В них газ и песок отделяются от пласто-
вой жидкости. Газ направляется в затрубное пространство
между насосно-компрессорной 17 и эксплуатационной 16 ко-
лоннами (на фрагментах I—IV рисунка эксплуатационная ко-
лонна не показана), а песок осаждается в корпусе якощи^
При работе ШСНУ энергия от электродвигателя передается
«ерез редуктор к кривошипно-шатунному механизму, преобра-
зующему вращательное движение выходного вала редуктора
«ерез балансир в возвратно-поступательное движение колонны
Етанг. Связанный с колонной плунжер также совершает воз-
вратно-поступательное движение. При ходе плунжера вверх на-
. гнетательный клапан закрыт давлением жидкости, находящейся
12Д плунжером, и столб жидкости в колонне насосно-компрес-
гэрных труб движется вверх — происходит ее откачивание. В это
► время впускной всасывающий клапан открывается, и жид-
кость заполняет объем цилиндра насоса под плунжером.
При ходе плунжера вниз всасывающий клапан под давле-
нием столба жидкости закрывается, нагнетательный клапан от-
<;-.’взется и жидкость перетекает в надплунжерное простран-
стве цилиндра.
. Откачиваемая жидкость направляется из колонны через бо-
л ковой отвод устьевого сальника и подается в промысловый кол-
лектор.
В зависимости от специфических условий промыслов или
сдельных скважин применяют и другие конструкции элементов
37
штанг.
У вставных насосов весь
В отличие от всех других насосных установок, используемых после подъема всей колонны. Плунжер насоса и узел всасы-
в народном хозяйстве, для ШСНУ характерны следующие осо- вающего клапана опускают и поднимают с помощью колонны
бенности:
гидравлическая часть насоса удалена от механической, т. е.
плунжер с цилиндром находятся на расстоянии до 3000 м от
кривошипно-шатунного механизма; вся установка вытянута по;
вертикали; ограниченный размер эксплуатационной колонны
предопределяет радиальные размеры всех элементов внутри-
скважинного оборудования. Все это, в свою очередь, обуслов-
ливает особенности эксплуатации, неблагоприятно сказываю-
щиеся на конструкции наземной части установки и режиме ее
работы.
Детали гидравлической части ШСНУ в процессе работы при
каждом цикле упруго деформируются, причем их абсолютные
перемещения в ряде случаев соизмеримы с длиной хода точки
подвеса штанг.
Движение плунжера скважинного насоса отличается от дви-
жения точки подвеса штанг и по закону, и
личине (вследствие упругих деформаций).
Усилие в точке подвеса штанг постоянно направлено вниз и
обычно отличается при ходе вверх и вниз не более чем на 50 %,
что обусловило введение в конструкцию привода специальны^
устройств для стабилизации нагрузки на приводной двигате*
в течение полного цикла работы установки.
агрегат в собранном виде спускают
по абсолютной ве-
§ 13. ШТАНГОВЫЕ СКВАЖИННЫЕ НАСОСЫ
Рис.
и;
Рис.
жинный
пический
1.20. Вставной на-
сос:	___
/ — штанга; 2"— насосно-
компрессорная труба; 3 —
замковая опора; 4 — пере-
водная муфта; 5 — цилиндр
насоса; 6 — плунжер; 7 —
насосно-компресс о р н а я
труба
Невстазной
насос:
б— НГН2; / — ша-
KOteti шаги ета тельный кла-
- — цилиндр; 3 — плун-
х — патрубок-удлйни-
’ — всасывающий кла-
— седло' конуса; 7 —
мшатвый; 8 — нагнета-
вжаган; 9 — ловитель;
. — наконечник
Многообразие типов скважинных насосов и специфичность
их конструкций обусловлены широким диапазоном изменения
параметров ШСНУ и необходимостью приспособиться к тяже-
лым условиям работы подземного оборудования. Насос должен
обеспечивать при соответствующей глубине подвесйГне&бходи-.
мую подачу как вязкой, так и маловязкой пластовой жидкости ь
в которой могут содержаться абраэив, минерализованная вода],
коррозионноактивные компоненты, растворенный газ.	i?
Скважинный насос в подавляющем большинстве случае# ж J.
представляет собой насос одинарного действия с проходным
плунжером. Насос этого типа в различных модификациях позво-,
ляет отбирать пластовую жидкость с дебитом до 400 т/сут при
глубинах подвески до 3500 м. Для откачки пластовой жидкости
из скважин с осложненными условиями эксплуатации (высокий
газовый фактор, большая вязкость жидкости, высокий дебит
и др.) применяются насосы иных конструкций.
Независимо от конструкции, все скважинные насосы по €Тто-
собу соединения с колонной насосно-компрессорных труб под-
разделяются на две группы: вставные^идрубные.	d
У трубных насосов цилиндр присоединен непосредственна
к колонне НКТ и может быть извлечен на поверхность только
38
1.21. Сква-
телеско-
насос
он кре-
г поднимают на колонне штанг, а к низу колцнны НКТ
гится : помощью специальной^амковой опоры.
Нез-^евной (рис. 1.19} и вставной (рис. 1.20) насосы имеют
глунжгр. соединенный с колонной штанг и снабженный иагне-
клапаном. Плунжер перемещается в цилиндре, имею-
аъяжней части впускной клапан. Вставной насос также
в мест замковую опору 4 для фиксации--»-^абочем положении.
39
Сравнение конструкций обоих насосов показывает, что при
одинаковое диаметре насосно-компрессорных труб диаметр
плунжера вставного насоса будет всегда меньше диаметра
плунжера трубного насоса и соответственно подача вставногс
насоса будет меньше подачи трубного. Этот недостаток встав-
<
Рис. 1.22. Двухступенчатый насос
Рис. 1.23. Скважинный насос двой-
ного действия:
/ — цилиндр; 2, 7 — нагнетательные
клапаны; 3 — шток; 4 — сальник; 3, 8 —
всасывающие клапаны; 6 — поршень
ных насосов компенсируется возможностью быстрого его подъ-
ема без подъема колонны НКТ при подземных ремццтах.
' Для эксплуатации скважин с вязкой пластовой жидкостью
и большим содержанием деска применяют телескопические на-
сосы (рис. 1-21), для^которых характерен большой зазор между
плунжером и цилиндром. Это в свою очередь требует большой
длины контакта между нимй для обеспечения необходимого
гидравлического сопротивления, препятствующего утечке жид-
кости через зазор. Все это обусловливает специфическую кон-
струкцию насоса, состоящего из концентрически расположенных
труб.. Трехтрубный вставной телескопический насос состоит из
наружной и внутренней подвижных и,, средней — неподвижней
труб. Внутренняя и наружная трубы в верхней части соединены
40.
переводником. К переводнику в свою очередь крепится узел
нагнетательного клапана. Второй нагнетательный клапан уста-
новлен в нижней части внутренней трубы. При работе насоса
внутренняя и наружная трубы перемещаются колонной штанг,
а средняя труба удерживается неподвижно относительно ко-
лонны насосно-компрессорных труб замковым устройством.
Для эксплуатации скважин с большим газовым фактором
применяют двух- и трехступенчатые насосы. Их принцип дей-
ствия подобен работе двух- и трехступенчатых компрессоров.
Двухступенчатый насос (рис. 1.22) содержит два жестко связан-
ных плунжера, перемещающихся в двух цилиндрах. Диаметр
верхнего плунжера меньше диаметра нижнего. Две пары плун-
жеров /, 3 и цилиндров 2, 4 образуют две полости А и В. При
ходе штанг вверх пластовая жидкость через всасывающий кла-
пан попадает в подплунжерную полость. Объем кольцевой по-
лости при' этом сокращается, и смесь жидкости и газа сжима-
ется и проходит через верхний плунжер в насосно-компрессор-
ные трубы. При ходе штанг вниз смесь в камере сжимается и
перетекает в камеру, объем которой увеличивается. Если дав-
ление смеси достаточно, часть жидкости поступает через верх-
ний плунжер в трубы, а если недостаточно,— сжимается в ка-
мере и при последующем ходе штанг вверх вытесняется из нее
в трубы.
Трехступенчатые насосы используются в скважинах с очень
большим газовым фактором и имеют аналогичный принцип дей-
ствия.
При эксплуатации высокодебитных скважин малого диаметра
применяют тандем-насос, представляющий собой два насоса или
более одностороннего действия, расположенных один над дру-
гим и работающих параллельно.
Насосы двойного действия применяют при эксплуатации
скважин малого диаметра и большого дебита. Создание такого
насоса обусловлено стремлением использовать ход штанг вверх
и вниз для подачи жидкости на дневную поверхность. Широкого
распространения эти насосы не получили из-за сложности изго-
товления, малой надежности и ухудшения условий работы
штанг. Схема насоса двойного действия приведена на рис. 1.23.
Внутри цилиндра 1 насоса перемещается поршень 6, приводи-
мый в действие штоком 3, в нижней и верхней частях насоса
установлено по два всасывающих 5 и 8 и нагнетательных 2 и 7
клапана. При перемещении штанг вверх в верхней части по-
лости происходит нагнетание, а в нижней — всасывание, при пе-
ремещении штанг вниз — наоборот. Поскольку при перемещении
штанг вниз в нижней полости нагнетается жидкость, то и уси-
лие, необходимое для перемещения поршня, резко возрастает по
сравнению с насосами одностороннего действия. Поэтому при-
ходится либо сокращать диаметр поршня, что уменьшает по-
дачу насоса, либо увеличивать вес колонны штанг.
41
§ 14. ОСНОВНЫЕ ДЕТАЛИ СКВАЖИННЫХ НАСОСОВ
Для упрощения изготовления и ремонта скважинных насо-
сов их детали выполняются с высокой степенью унификации.
Цилиндры насосов бывают втулочными и цельнотянутыми.
Цилиндр втулочного насоса состоит из кожуха, в котором раз-
мещены втулки. Втулки в кожухе фиксируются гайками. Они
подвергаются воздействию переменного внутреннего гидравли-
ческого давления от столба откачиваемой жидкости и постоян-
ного усилия, возникающего в результате торцевого обжатия ра-
бочих втулок. Втулки всех насосов при различных внутренних
диаметрах имеют одинаковую длину — по 300 мм.
Для всех насосов изготавливают втулки трех типов: легиро-
ванные из стали марки 38ХМЮА, стальные ’ из стали марок
45 и 40Х, чугунные марки СЧ26—48. Легированные втулки из-
готавливают только тонкостенными, стальные — тонкостенными,
с увеличенной толщиной стенки и толстостенными, чугунные —
толстостенными. Для увеличения долговечности внутреннюю
поверхность втулок упрочняют: чугунные — закаливают токами
высокой частоты, стальные — азотируют, цементируют, нитри-
руют. В результате этой обработки твердость поверхностного
слоя составляет до 80 HRC. Механическая обработка втулок
заключается в шлифовании и хонинговании. Основные требо-
вания к механической обработке — высокий класс точности и
чистота внутренней поверхности, а также перпендикулярность
торцов к оси втулок. Макрогеометрические отклонения внутрен-
него диаметра втулки должны быть не более 0,03 мм. Плоскост-
ность торцевых поверхностей должна обеспечивать непрерыв-
ное равномерное пятно по краске не менее 2/3 толщины стенок
втулки.
Цельнотянутые цилиндры представляют собой длинную
стальную трубу с внутренней рабочей поверхностью. Труба при
этом выполняет роль и цилиндра и кожуха одновременно. По-
добная конструкция исключает негерметичность между торцами
рабочих втулок и искривление оси цилиндра. При этом увели-
чивается жесткость насоса и создается возможность использо-
вать плунжер большего диаметра при одинаковом по сравнению
с втулочным насосом наружном диаметре.
Плунжер (1.24) скважинного насоса представляет собой
стальную трубу с внутренней резьбой на концах. Для всех на-
сосов длина плунжера постоянна и составляет 1200 мм. Их из-
готавливают на стали 45, 40Х или 38ХМЮА. По способу уплот-
нения зазора цилиндр — плунжер различают полностью метал-
лические и гуммированные плунжеры. В паре металлический
плунжер — цилиндр уплотнение создается нормированным за-
зором большой длины, в гуммированных парах —за счет ман-
жет или колец, изготовленных из эластомера или пласт-
массы.
42
В настоящее время применяют плунжеры с гладкой поверх-
- :<тью; с кольцевыми канавками; с винтовой канавкой; с коль-
цевыми канавками, цилиндрической расточкой и скошенным
концом в верхней части («пескобрей»); манжетные плунжеры
и гуммированные плунжеры.
Большое количество разнообразных конструкций плунжеров
обусловлено необходимостью обеспечения при любых условиях

WZZZZZZZZZZZZZZZZFsz
б
г ^^^^zzzzzz^^ezzzzzz^^z^2^
^^^^^^ZZZZ^^WZ^ZZZZZZZZZZ^z^
Рис. 1.24. Плунжеры:
- — гладкий (исполнение Г); б —с кольцевыми канавками (исполнение К); в —с вин-
товой канавкой (исполнение В); а —типа «пескобрей» (исполнение II); д — манжетный
гуммированный плунжер; / — корпус плунжера; 2 — самоуплотняющееся резиновое
кольцо; 3 — набухающие резиновые кольца
эксплуатации герметичности зазора, высокой долговечности
пары цилиндр — плунжер (при этом стремятся по возможности
уменьшить силы трения).
В «песчаных» скважинах применяют плунжеры, конструкция
которых либо обеспечивает вынос абразива из зазора
(рис. 1.24, б), либо не допускает его попадания туда
(рис. 1.24,в). Все эти плунжеры работают с меньшими усилиями
трения, чем манжетный гуммированный, который применяют для
откачки жидкости, не содержащей абразив. Последний обеспе-
чивает максимальную герметичность, но при его работе возни-
кают большие силы трения.
Для обеспечения высокой долговечности насоса большое
значение имеет предотвращение задиров трущихся поверхно-
стей. Причиной этого явления бывает как содержащийся в от-
качиваемой жидкости абразив, так и появление локальных зон
43
сухого трения пары плунжер — цилиндр в результате разрыва
в зазоре пленки откачиваемой жидкости. Чтобы обеспечить нор-
мальную работу пары сопряженных деталей, применяют плун-
жеры с углублениями и канавками (см. рис. 1.24,6 и в) либо
увеличивают твердость рабочей поверхности плунжера цементи-
рованием или хромированием. Хромированные плунжеры наи-
более долговечны и имеют более низкий коэффициент трения,
чем цементированные. Помимо этого, слой хрома обеспечивает
хорошую коррозионную стойкость при работе в скважинах с вы-
соким содержанием SO2. Необходимо отметить, что хромиро-
вание— сравнительно дорогой процесс, поэтому более широкое
Рис. 1.25. Шаровые клапаны с буртом
(а) и гладкой наружной поверхно-
стью (б)
применение имеют плунже-
ры не хромированные, а из
углеродистой стали, зака-
ленные токами высокой ча-
стоты.
По величине зазора ме-
жду цилиндром и плунже-
ром насосы подразделяются
на три группы:
I группа (тугая посадка
плунжера) с зазором между
плунжером и цилиндром
20—70 мкм предназначена
для подъема маловязкой
пластовой жидкости с невысоким содержанием песка, повышен-
ным выделением газа при больших глубинах подвески насоса;
II группа (средняя посадка) с зазором 70—120 мкм пред-
назначена для подъема пластовой жидкости средней вязкости
с высоким содержанием газа при средних глубинах подвески;
III группа (слабая посадка) с зазором более 120 мкм пред-
назначена для подъема очень вязких нефтей из сильно обвод-
ненных скважин при малой глубине подвески насоса.
Клапаны скважинных насосов выполняют шариковыми, так
как они обладают наибольшей работоспособностью по сравне-
нию с другими (коническими и плоскими) конструкциями. Боль-
шой срок их службы объясняется хорошей притиркой шарика
к седлу во время работы при длительном сохранении шариком
своих размеров вследствие большой его активной поверхности.
В зависимости от конструкции седла шариковые клапаны
бывают с буртом и с гладкой наружной поверхностью
(рис. 1.25). Последние применяют, как правило, в качестве на-
гнетательных клапанов.
Седла клапанов симметричны и при износе одной из кромок
поверхности седла их поворачивают (переставляют) на 180°
для использования другой поверхности. Для обеспечения гер-
метичности стыка шарик — седло внутренняя кромка седла
имеет фаску.
44
Твердость шарика всегда выше твердости седла, так как
три работе шарик должен сохранять свою форму. Шарик обычно
имеет твердость 56—70 HRC, седла — 40—50 HRC.
Шарик и седло изготовляют из высокоуглеродистой стали,
з в ряде случаев (например, для работы в коррозионной
среде) — из бронзы.
Конструкции клапанных узлов насосов приведены на
рис. 1.26.
*
Рис. 1.26. Клапанные узлы скважинного насоса:
а — насоса НГН1; б — насоса НГН2; в —насоса НГНЗ; / — корпус; 2 —стакан; 3 — ша-
рик; 4 — седло-, 5 — наконечник-конус; г — конструкции Е. В. Костыченко
При изготовлении клапанов большое внимание уделяется
герметичности прилегания шара к седлу, так как зазор при-
водит к промыву седла и быстрому выходу клапана из строя.
Для предотвращения этого шарик и седла притирают, а гер-
метичность стыка проверяют на специальном вакуумном при-
боре. Клапанные узлы унифицированы — их применяют и как
всасывающие, и как нагнетательные. Долговечность клапанных
узлов в значительной степени зависит от формы активной грани
седла, интенсивности вращения шарика при подъеме, высоты
подъема шарика, а также равномерности распределения ско-
рости восходящего потока по поперечному сечению клапана.
Клапан конструкции Е. В. Костыченко (см. рис. 1.26) спроек-
тирован с учетом указанных факторов, имеет более высокую
долговечность по сравнению с обычными, а его применение по-
зволило увеличить средний срок службы скважинных насосов.
45
§ 15. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОДАЧИ НАСОСА И КОЭФФИЦИЕНТА
НАПОЛНЕНИЯ
Подземная часть штанговой установки, состоящей из сква-
жинного насоса одинарного действия в совокупности с колонной
насосно-компрессорных труб и штанг, представляет собой диф-
ференциальный насос (см. рис. 1.1, г). Причем левой камерой
является подплунжерное пространство со всасывающим и на-
гнетательным клапанами, а вспомогательной камерой — коль-
цевое пространство между насосно-компрессорными трубами и
штангами.
Теоретическую подачу глубинного насоса определяют при
предположении, что утечек жидкости в клапанах и зазоре плун-
жер— цилиндр нет, жидкость несжимаема, а все элементы уста-
новки недеформируемы. В этом случае теоретическая подача
насоса за время двойного хода может быть определена сле-
дующим образом.
При ходе штанг вверх из насосно-компрессорных труб будет
вытеснен объем жидкости, равный
QTB=2L(D«-d*)L,
4
где D — наружный диаметр плунжера; d — диаметр верхней
(полированной) штанги; L — длина хода плунжера.
В то же время через всасывающий клапан в полость насоса
попадается жидкость объемом
QT = -=-D2L.
Следовательно, во время хода штанг вниз из насосно-ком-
прессорных труб будет вытеснена жидкость, в объеме равном
Qt.h = Qt - QT.B = -у- D*L - -5- (D2—da) L =	d2L.
4	4	4
Подобрав соотношение диаметров плунжера скважинного
насоса и полированной штанги, равное Z)==i^2J, можно полу-
чить равенство количеств жидкости, подаваемой установкой при
ходе штанг вверх и вниз.
Минутная, часовая и суточная подача при этом составит
соответственно .
QT = — D2Ln;	QT = 60 — D2Ln-,	QT = 1440 D2Ln,
4	4	4
где n — число двойных качаний в минуту.
Однако в действительности фактическая подача меньше тео-
ретической, что обусловлено причинами, которые можно объеди-
нить в две группы.
Первая группа — потери жидкости в насосе:
46
h утечки через зазор плунжер — цилиндр;
2)	утечки у всасывающих и нагнетательных клапанов;
3)	сжимаемость жидкости, обусловленная в первую очередь
наличием газа;
4)	отставание жидкости от плунжера при наполнении по-
лости насоса.
Вторая группа — потери, обусловленные конструкцией уста-
новки:
1) утечки через муфтовые соединения труб;
2) деформация колонны штанг и насосно-компрессорных
труб при работе насоса.
Потери в насосе характеризуются коэффициентом наполне-
ния насоса т/, представляющим собой отношение фактического
объема жидкости Уф, поданного насосом, к теоретическому
объему Ут, описанному плунжером за один двойной ход.
Ут
Определение коэффициента наполнения в промысловых ус-
ловиях— трудоемкая работа, к тому же этот показатель не
характеризует работу всей установки, поэтому пользуются ко-
эффициентом подачи насоса ц, представляющим собой отно-
шение фактической суточной подачи насоса к теоретиче-
ской QT,

Qt
Рф
1440 — LD2n
4
Количество жидкости, протекающей через зазор плунжер —
цилиндр, определяется по формуле
пРе^Н
I2v£
где е — радиальный зазор, см; g — ускорение свободного паде-
ния, см/с2; v — кинематическая вязкость, см2/с; ЛЯ — напор,
создаваемый насосом, м; L — длина плунжера, м.
Если ось плунжера смещена относительно оси цилиндра, то
утечки увеличиваются примерно в 2,5 раза.
Газ, поступающий вместе с жидкостью в цилиндр в свобод-
ном или растворенном состоянии, уменьшает коэффициент на-
полнения и может привести к блокировке насоса. При этом на-
чинается периодический процесс уменьшения коэффициента
наполнения до нуля, после чего газ, заполнивший весь подплун-
жерный объем насоса, вытесняется через нагнетательный кла-
пан и процесс повторяется.
Отставание жидкости от плунжера при его ходе вверх обус-
ловлено гидравлическим сопротивлением клапана потоку жид-
47
кости и прежде всего ее вязкостью. При увеличении вязкости
жидкости возрастает время запаздывания посадки клапана, что
также приводит к увеличению утечек. Однако малая вязкость
не означает увеличения коэффициента наполнения, так как уве-
личиваются утечки через зазор плунжер — цилиндр.
Рис. 1.27. Деформации штанг-труб
Утечки жидкости через муфтовые соединения свидетельст-
вуют либо об их износе, либо о недостаточном моменте свин-
чивания. И то и другое недопустимо при работе установки.
Деформация колонны штанг и труб при работе насоса при-
водит к уменьшению коэффициента его подачи, так как реаль-
ный ход плунжера меньше длины точки подвеса штанг. Факти-
ческая длина хода плунжера может быть определена либо
замером изношенной части цилиндра после подъема насоса на
поверхность, либо расчетным путем.
При расчетном определении реального хода плунжера отно-
сительно цилиндра необходимо учитывать, что и тот и другой
48
соединены с наземной частью установки посредством упругих
элементов — штанг и труб.
Для определения величины упругих деформаций штанг и
труб динамическими нагрузками, которые по сравнению со ста-
тическими очень малы, можно пренебречь.
Рассмотрим фазы работы насоса.
I. В момент начала движения колонны штанг при ходе вверх
(рис. 1.27, а) всасывающий клапан закрывается, в результате
чего нагрузка от веса столба жидкости Рж, находящегося над
плунжером, перестает действовать на трубы и перераспреде-
ляется на штанги. При этом штанги начинают растягиваться,
а плунжер начнет двигаться только тогда, когда верхняя точка
штанг переместится на величину деформации (шт (рис. 1.27, б)
под действием силы Рж. Согласно закону Гука
ШТ
шт' шт
где L — глубина подвески насоса (соответствует длине штанг);
Ешт — модуль упругости материала штанг; ЕШт — площадь по-
перечного сечения штанг.
При этом насосно-компрессорные трубы сократятся, так как
нагрузка, действовавшая на них, будет снята (рис. 1.27,в).
Длина штанг и труб будет постоянной до тех пор, пока
точка подвеса штанг не достигнет крайнего верхнего положе-
ния и не начнет перемещаться вниз.
II. При ходе штанг вниз (рис. 1.27, г, д, е) нагнетательный
клапан откроется, всасывающий закроется и усилие Рж будет
приложено к нижней части труб. В результате штанги сокра-
тятся на величину imT, а трубы удлинятся на величину
i
IP ErpFTP
где ETp и FTp — модуль упругости и площадь поперечного сече-
ния труб соответственно.
При движении плунжера вниз длина штанг и труб будет
постоянной до тех пор, пока штанги и плунжер не остановятся
и не начнется ход вверх. Всасывающий клапан при этом от-
кроется, нагнетательный закроется, вследствие чего трубы со-
кратятся на величину iTp, штанги удлинятся на гшт, т. е. повто-
рится описанный цикл.
Таким образом, деформация штанг и труб уменьшает длину
хода плунжера относительно цилиндра по сравнению с длиной
хода точки подвеса штанг на величину Ьпт+Gp как при ходе
зверх, так и при ходе вниз.
Реальная длина хода плунжера может быть записана с уче-
том сказанного как
Sp -S (£щ -Ь /т),
49
или
так как величина Рж может быть определена как
где рж — плотность откачиваемой жидкости; £пл — эффективная
площадь поперечного сечения плунжера.
Тогда
S — S___ Рж^*пл£ / 1	\
F \ ^шт
Если колонна составлена из ступеней /1,+4+* • ♦ +
имеющих соответственно сечение	.., F^ то, используя
приведенный метод расчета, получим
SP = S-
РжЯ^7 пл
При заякоренном насосе расчет реального хода должен вестись
с учетом условия £тр=0
§ 16.	РЕМОНТ, ХРАНЕНИЕ И ТРАНСПОРТИРОВКА
СКВАЖИННЫХ НАСОСОВ
Ремонт насосов подразделяется на мелкий, средний и капи-
тальный. К мелкому и среднему, выполняемому в промысловых
мастерских, относится смена шарика, седла и клетки клапана,
замена плунжера, удлинительного патрубка, замковой опоры.
К капитальному — все работы, связанные с разборкой цилиндра
и требующие применения приспособлений и контрольно-измери-
тельных приборов. Он может выполняться только квалифици-
рованными рабочими. Мастерская, где ремонтируются насосы,
должна быть оборудована верстаками с тисками и трубными
зажимами, ваннами для мытья деталей насосов, местами для их
сушки, стеллажами для хранения насосов, пирамидами для
плунжеров, приспособлениями для притирки клапанов и при-
борами для контроля их герметичности.
В отремонтированном насосе плунжер должен перемещаться
без заеданий, плавно, клапаны должны быть герметичными, ло-
вильные приспособления действовать исправно.
Хранят насосы на стеллажах. Все детали насосов должны
быть смазанными, а отверстия заглушены пробками. Помеще-
ние для хранения должно быть сухим и чистым.
Насосы транспортируют в специальных стеллажах, обитых
войлоком. При погрузочно-разгрузочных операциях необходимо
применять меры по предотвращению ударов и сотрясений.
50
§ 17.	НАСОСНЫЕ ШТАНГИ
Для передачи возвратно-поступательного движения от при-
вода к плунжеру скважинного насоса используется колонна на-
сосных штанг. Она собирается из отдельных штанг, соединяе-
мых муфтами.
Насосные штанги представляют собой стержень круглого
поперечного сечения с высаженными концами, на которых рас-
полагается участок квадратного сечения и резьба. Резьба слу-
жит для соединения штанг с муфтами, а участок квадратного
сечения используется для захвата штанги ключом при свинчи-
вании и развинчивании резьбового соединения (рис. 1.28).
Головка штанги	Ге л о штанги Головка штанги
муфта
соединительная
Рис. 1.28. Штанга и муфта
Основными характеристиками насосных штанг являются:
диаметр по телу штанги d и прочностная характеристика
штанги — величина приведенного допускаемого напряжения [о].
У нас в стране штанги выпускаются диаметром 16, 19, 22, 25 мм,
а допускаемое напряжение для наиболее широко распростра-
ненных марок сталей составляет 70—130 МПа, в небольших ко-
личествах выпускаются штанги с допускаемыми напряжениями
150 МПа.
Указанные величины по сравнению с аналогичными прочно-
стными показателями сталей, применяемых в машиностроении,
ниже и определяются условиями работы колонны штанг — цик-
лическим нагружением в корозионноактивной среде, ускоряю-
щей процесс усталостного разрушения штанг.
Для увеличения долговечности штанг, уменьшения воздей-
ствия на них коррозионной среды (пластовой жидкости) они
подвергаются термической обработке и упрочнению поверхно-
стного слоя металла. Наиболее часто используется следующий
зид термообработки: нормализация, закалка объемная, закалка
ТВЧ. Поверхностное упрочнение обеспечивается за счет дробе-
струйной обработки, обкатки роликом. Основная цель поверх-
ностного упрочнения — создание сжимающих напряжений в по-
верхностном слое материала. Кроме того поверхность штанг
покрывают лаками или металлами, стойкими к воздействию
. -сужающей среды.
51
Для регулирования положения плунжера относительно ци-
линдра скважинного насоса используют короткие штанги —
«метровки» длиной 1000—3000 мм. Длина обычной штанги
8000 мм (табл. 1.2).
Особенностью штанг (ГОСТ 13877—80Е) является накатка
резьбы. Для сборки ступенчатой колонны из штанг различных
диаметров используют переводные муфты МПШГ, позволяющие
Таблица 1.2
Характеристика штанг и соединительных муфт к ним
Штанги *			Муфты		
диаметр, мм	Г масса, кг	масса 1м ко- лонны в воз- духе, кг 	диаметр, мм	длина, мм	масса, кг
1б+5'|	12,93	1,67	38	80	0,44 (0,32) ♦ *
1 Q-^0.3 1У-0,5	18,29	2,35	42	82	0,55 (0,53)
лл-|~0»4	24,5	3,15	46	90	0,70 (0,68)
	31,6	4,10	55	102	1,09(1,17)
♦) Штанги всех диаметров"имеют длину 8000±50 мм.
**) В скобках приведена масса муфт с лысками.
соединять штанги диаметрами 16 и 19, 19 и 22, 22 и 25 мм. Сое-
динительные муфты изготавливают с лысками и без лысок.
В зависимости от условий работы применяют штанги, изго-
товленные из сталей следующих марок: 1) для легких условий
работы — из стали 40, нормализованные; 2) для средних и сред-
нетяжелых условий работы — из стали 20НМ, нормализован-
ные; 3) для тяжелых условий работы — из стали марки 40, нор-
мализованные с последующим поверхностным упрочнением тела
штанги по всей длине токами высокой частоты (ТВЧ) и из стали
ЗОХМА, нормализованные с последующим высоким отпуском и
упрочнением тела штанги по всей длине ТВЧ; 4) для особо тя-
желых условий работы — из стали 20НМ, нормализованные
с последующим упрочнением штанги ТВЧ.
Колонна штанг — один из наиболее ответственных элемен-
тов установки, работающей в наиболее напряженных условиях.
Прочность и долговечность штанг, как правило, обусловливает
подачу как всей установки, так и максимальную глубину спуска
насоса. Обрыв штанг вызывает простои и необходимость под-
земного ремонта. Разрушение колонны штанг происходит, как
правило, либо при разрыве тела штанги, либо при разрушении
резьбовых соединений.
Наиболее часто обрывы штанг происходят вследствие уста-
лости металла, в результате переменных нагрузок, концентра-
52
ций напряжений, коррозионности среды. Усталостное разруше-
ние штанг обычно начинается с поверхности образованием мик-
ротрещины. Поверхность излома имеет характерный вид: она
состоит из двух зон — мелкозернистой и крупнозернистой. Уста-
лостное разрушение штанг ускоряется переменными нагрузками,
концентрацией напряжений и воздействием коррозионной среды,
поэтому выбор допускаемых напряжений для штанг представ-
ляет собой важную задачу.
На долговечность резьбовых соединений большое влияние
оказывает плотность контакта торцов муфты, ниппеля и насос-
ной штанги. При свинчивании резьбовых соединений муфта —
штанга должен обеспечиваться контакт между торцами при мак-
симальной нагрузке на штанги. Величина момента, необходи-
мого для создания первоначального напряжения в стыке свин-
ченных деталей, определяется из выражения
Мс=4-(—+—+Н10)’
2 \ я cos а / -
где F — осевая растягивающая сила, Н; t — шаг резьбы, м; d —
средний диаметр резьбы, м; р, gi — коэффициенты трения между
плоскостями резьбы и торцовыми поверхностями контакта;
а — половина угла профиля резьбы.
Необходимо отметить, что наиболее приемлемыми для за-
тяжки резьбовых соединений являются механические ключи
с гидро- и электроприводом, позволяющие свинчивать штанги
со строго определенным моментом.
Важнейшее условие безаварийной работы колонны штанг —
их прямолинейность. Так, при стреле прогиба штанги, равной
0,5 d, растягивающие напряжения увеличиваются в 5 раз. Для
искривленных и сильно искривленных скважин применяют шар-
нирные муфты. Благодаря наличию двух шарниров муфта мо-
жет изгибаться в двух взаимно перпендикулярных плоскостях.
Применение подобных муфт позволяет уменьшить напряжения,
возникающие в результате изгиба, а также нормальные силы,
обусловленные трением штанг о насосно-компрессорные трубы.
Для предотвращения трения штанг о трубы применяют на-
правляющие стальные и гуммированные муфты.
Помимо штанг со сплошным сечением применяют полые
штанги для привода скважинного насоса с использованием
внутрискважинной депарафинизации, деэмульсации, ингибиро-
вания— в этих случаях по внутренней полости штанг подается
с поверхности к насосу соответствующий химический реагент.
Кроме того их используют для отбора продукции при одновре-
менно-раздельной эксплуатации пластов, а также при необхо-
димости подъема пластовой жидкости с повышенной скоростью,
например для предотвращения образования песчаных пробок.
53
Наиболее распространена конструкция полых штанг с при-
варенной головкой, имеющей накатанную резьбу для соедине-
ния штанг муфтами.
В настоящее время разработана конструкция полых штанг
с наружным диаметром тела — 42 мм, внутренним — 35 мм. Ма-
териалы— сталь 45 или 35. Поверхность штанг обрабатывается
ТВЧ и имеет твердость HRC 48—53. Головка приваривается
к телу штанги.
Одним из важнейших требований к резьбовым соединениям
колонны является обеспечение их герметичности.
Применение полых штанг требует применения специального
устьевого оборудования: гибких шлангов или коленчатых шар-
нирных соединений, позволяющих отводить пластовую жидкость
из перемещающейся колонны к неподвижному трубопроводу
нефтепромыслового коллектора.
§ 18.	РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ КОЛОННЫ ШТАНГ
Во время двойного хода (цикла) нагрузка на штанги пере-
менна, поэтому при расчете штанг на прочность исходят не из
максимальных напряжений, определяющих статическую проч-
ность, а из «приведенного» напряжения, учитывающего цикли-
ческий характер приложения нагрузки
tfnp “ V ^max°a>
где Ощах — максимальное напряжение цикла; оа — среднее на-
пряжение цикла, равное полуразности между максимальным и
минимальным напряжением цикла.
Как было определено А. С. Вирновским, число циклов на-
гружения # до обрыва штанг зависит от максимального на-
пряжения и его амплитуды и может быть выражено как
N ~ f aJomaxoa.
Для любого сечения колонны оа и оСр могут быть опреде-
лены по формулам
ас₽=т(4'_^'-1)£4 v"x:
___ D2 ,	ш25
ста = 575 — L + /пср?м —- х,
х — координата рассматриваемого сечения (от плунжера на-
соса); у — удельный вес откачиваемой жидкости; ум — удельный
вес материала штанг; тСр — средний кинематический показа-
тель станка-качалки (тСр~1,2).
В зависимости от глубин спуска насоса для уменьшения веса
колонны штанг следует применять ступенчатые их конструкции.
При этом длины ступеней выбирают таким образом, чтобы наи-
54
большие значения у оШах<Та для верхних сечений ступеней были
бы одинаковы
max^la ^2 max^2a • • • ^пщах^ла.
Для двухступенчатой колонны штанг общей длиной L для
определения длины нижней ступени колонн I используют сле-
дующие приближенные формулы Вирновского:
для нижней ступени
(1 ра \
1)L+v“Z;
<у2 = 575 —- L +/псрум ——/
d2	2g
для верхней ступени
Поставив значения отдельных величин и решив уравнения
относительно I, получим ее значение в долях от длины всей
колонны.
Для штанг из углеродистых сталей приведенное напряжение
равно 100 МПа, для углеродистых штанг с поверхностью, упроч-
ненной дробеструйным наклепом,— 110 МПа, для легирован-
ных—120 МПа.
§ 19.	утяжеленный низ колонны штанг
Анализ обрывов колонны штанг при работе с насосами раз-
личных диаметров показал, что их разрушение при работе с на-
сосами малых диаметров происходит в основном в верхней ча-
сти колонны, а при работе с насосами больших диаметров —
в нижней части колонны. В средней части колонны обрывы
редки.
Обрывы штанг в верхней части колонны обусловлены уста-
лостными растягивающими напряжениями, величина которых
в нижней части мала. Причина обрыва штанг в нижней части
у насоса — продольный изгиб штанг, приводящий к увеличению
амплитуды напряжений оПр- При увеличении диаметра плун-
жера и числа качаний увеличивается как сила трения плун-
жера о стенки цилиндра, так и сила, обусловленная гидравли-
ческим сопротивлением при прохождении жидкости через канал
э плунжере и нагнетательный клапан. Суммарная сила сопро-
тивления при движении вниз плунжера насоса диаметром 70—
120 мм составляет 2,5—3 кН.
55
Для устранения продольного изгиба нижней части колонны
штанг применяют утяжеленный низ (рис. 1.29), собираемый из
сплошных трубчатых штанг большого сечения. Он состоит из
Рис. 1.29.
Утяжелен-
ный низ ко-
лонны штанг:
1 — штанги;
2 — переводник,
3 — соедини-
тельная муф-
секций длиной 4—5 м. Чем больше диаметр на-
соса, тем большее число секций должен иметь
утяжеленный низ. Так, например, 3—4 секции
предотвращают заедание плунжера. Вес низа вы-
бирается таким, чтобы обеспечить работу его верх-
ней штанги в режиме растяжения. В противном
случае возможен быстрый выход из строя штанги,
соединенной с низом, в результате дополнительных
напряжений от изгиба.
Для предупреждения аварий (обрыва штанг) и
выяснения их причин необходимо ведение докумен-
тации, в которой должно быть отражено:
1)	дата спуска штанг;
2)	марка стали и вид поверхностной обработки
и термообработки;
3)	число и размер штанг колонны;
4)	номер оборвавшейся штанги (ее место в
колонне);
5)	место обрыва в штанге (по резьбе, по телу
штанги, по муфте);
6)	режим работы скважинного насоса и его из-
менения.
§ 20.	ЭКСПЛУАТАЦИЯ, ТРАНСПОРТИРОВКА
И ХРАНЕНИЕ ШТАНГ
Работоспособность насосных штанг в большей
степени зависит от соблюдения правил их эксплуа-
тации, транспортировки и хранения. Для макси-
мального увеличения срока службы штанг и меж-
ремонтного периода необходимо соблюдать следу-
ющие правила.
1.	Нельзя допускать составление колонны или
отдельных ее ступеней из штанг, изготовленных из
разных марок сталей. На случай обрыва следует
иметь на мостах 3—4 запасные штанги с надетыми
та; 4 — пере-
водник к на-
сосу
правное
ся «от
на резьбу предохранительными колпачками.,
2.	Надежная работа резьбовых соединений обес-
печивается правильным свинчиванием штанг. Ис-
резьбовое соединение должно свободно свинчивать-
руки» до соприкосновения торца муфты с буртом
штанги.
При свинчивании должны соблюдаться следующие опти-
мальные соотношения диаметра штанг и крутящего момента:
16 мм —300 Н-м, 19 мм —470 Н-м, 22 мм —700 Н-м, 25 мм —
56
1070 Н •м. При разработке колонны запрещается обстукивание
муфты ключом. С трудом развинчиваемое соединение необхо-
димо разбирать, используя ключ с рукояткой длиной 1 м. Штанги
и муфты с поврежденными торцами и не дающие плотного стыка
следует браковать.
3.	При спуске или подъеме колонны штанг необходимо сле-
дить за правильностью зарядки элеватора. В противном случае
возможен изгиб штанги. Изогнутые штанги нельзя выпрямлять,
их бракуют. Лучший способ хранения штанг при подземном
ремонте — их подвешивание на люстре.
4.	Наиболее часто встречающаяся причина изгиба штанг —
неправильное их хранение и транспортировка. Штанги постав-
ляются в пакетах с плотно навинченными на один конец муф-
тами. Для предохранения резьбы от повреждения на концы
штанг навинчиваются предохранительные колпачки, а муфты
закрываются деревянными пробками.
При погрузке и выгрузке пакетов со штангами необходимо
использовать автокран со специальной траверсой, имеющей не
менее трех подвесок. Подъем более одного пакета не разре-
шается.
5.	Хранить штанги необходимо в пакетах, уложенных на
стеллажах.
6.	При транспортировке штанг нельзя допускать их прови-
сания, для чего используют специальные приспособления. Не
допускается совместная перевозка штанг и других предметов.
Штанги перевозятся на специальных агрегатах АПШ, смонти-
рованных на базе ЗИЛ-531В. Эти агрегаты обеспечивают меха-
низированную погрузку и разгрузку насосных штанг.
§ 21.	НАСОСНО-КОМПРЕССОРНЫЕ ТРУБЫ
При штанговой эксплуатации каналом для подъема жидко-
сти от насоса на поверхность служат насосно-компрессорные
трубы. В ряде случаев, например в установках беструбной экс-
плуатации, колонна НКТ отсутствует. Ее функции выполняют
либо полые штанги, либо эксплуатационная колонна.
Насосно-компрессорные трубы применяют не только при всех
способах эксплуатации нефтяных скважин, но и при подземном
ремонте — промывке песчаных пробок, гидроразрыве пласта, со-
лянокислой обработке и т. д.
Условия работы труб при штанговой эксплуатации наиболее
тяжелые: нагрузка на трубы определяется не только собствен-
ным весом колонны, но и циклической нагрузкой, облусловлен-
ной весом откачиваемой жидкости, а также силами трения.
Кроме того колонна труб должна выдержать дополнительную
нагрузку — вес штанг в случае их обрыва. Помимо этого они
подвергаются изгибу при искривленном стволе скважины и воз-
действию коррозионной среды.
57
Тяжелые условия работы труб предопределяют их материал
и технологию производства: их изготовляют методом горячей
прокатки из углеродистых или легированных сталей двух ти-
пов—гладкие и с высаженными концами (табл. 1.3). На обоих
концах труб имеется резьба для соединения их друг с другом
при помощи муфт (рис. 1.30). Насосно-компрессорные трубы
выпускаются из сталей марок Д, К, Е, Л, М.
Рис. 1.30. Муфта (б) и насосно-компрессорные трубы:
а — неравнопрочные; в — равнопрочные
Таблица 1.3
Основные данные насосно-компрессорных труб и муфт к ним
Услов-
ный диа-
метр тру-
бы» мм
Наруж-
ный диа-
метр, мм
Толщин а
стенки»
мм
Внутрен-
ний диа-
метр, мм
Наруж-
ный диа-
метр муф-
ты, мм
Длина
муфты,
мм
Масса, кг
1 м трубы Муфты
Гладкие трубы
48
60
73
89
102
114
48,3
60,3
73,0
88,9
101,6
114,3
4,0
5,0
5,5
7,0
6,5
6,5
7,0
40,3
50,3
62,0
59,0
76,0
88,6
100,3
56,0
73,0
89,0
107,0
121,0
132,5
96
ПО
132
146
150
156
4,39
6,84
9,16
11,39
13,22
15,22
18,47
0,5
1,3
2,4
2,4
3,6
4,5
5,1
Трубы с высаженными наружу концами
33
42
48
60
73
33,4
42,2
48,3
60,3
73,0
89	88,9
102
114
101,6
114,3
3,5
3,5
4,0
5,0
5,5
7,0
6,5
8,0
6,5
7,0
26,4
35,4
40,3
50,3
62,0
59,0
76,0
73,0
88,6
100,3
48,3
56,0
63,5
78,0
93,0
93,0
114,3
114,3
127,0
141,3
89
95
100
126
134
134
146
146
154
160
2,58
3,34
4,39
6,84
9,16
11,39
13,22
15,98
15,22
18,47
0,5
0,7
0,8
1,5.
2,8
2,8
4,2
4,2
5,0
6,3
58
§ 22.	РАСЧЕТ КОЛОННЫ НАСОСНО-КОМПРЕССОРНЫХ ТРУБ
В процессе работы скважинного насоса при ходе штанг вверх
вес поднимаемого ствола жидкости воздействует на штанги,
а при ходе вниз — переносится на трубы. Наиболее нагружен-
ной трубой в подвешенной колонне является верхняя. Макси-
мальная нагрузка, действующая на нее, при обрыве колонны
штанг определяется из выражения
Р = Р Тр + Р ж + Р шт,
где Pfp — сила тяжести (вес) труб; Р» — сила тяжести жидко-
сти в трубах; РШт — сила тяжести колонны штанг.
С учетом глубины спуска насоса L формула будет иметь вид
Р L (<7тр + 7ж “F *7шт)>
где <7тр — сила тяжести 1 м труб с учетом муфт; — сила тя-
жести 1 м кольцевого столба жидкости; 7шт— сила тяжести 1 м
штанг с учетом муфт.
Отсюда можно определить максимальную глубину спуска
j _______Fо^тр_____
(<?о + <7ж 4" ^шт) я
где Ро — площадь поперечного сечения по основанию первого
витка полной нарезки; п— запас прочности, обычно принимае-
мый ^1,5.
Зная запас прочности и напряжение, соответствующее пре-
делу текучести труб, можно определить максимальную нагрузку
на трубы
Рдоп = Р о
Эти формулы позволяют рассчитывать трубы на прочность
при растяжении. Трубы при этом разрываются по основанию
первого витка полной нарезки. Помимо этого возможен выход
нарезанной части трубы из муфты. Прочность резьбового сое-
динения характеризуется страгивающей нагрузкой и определя-
ется по формуле
Р Стр
0 р b р
— ,
1 +-^ ctg (а + 0)
где £>Ср — средний диаметр трубы по первой нитке резьбы, см;
b — толщина стенки трубы по впадине первой полной нитки на-
резки, см; оТр — предел текучести материала труб, Па; 1 —
длина нарезки с нитками полного профиля, см; а — угол подъ-
ема трубы; р — угол трения металла по металлу.
Износ насосно-компрессорных труб обусловлен двумя факто-
рами: циклическим приложением нагрузки от веса столба отка-
59
чиваемой жидкости и продольным изгибом нижней части ко-
лонны труб. В результате трубы изнашиваются как на внутрен-
ней поверхности — в результате соприкосновения со штангами,
так и на внешней — в результате контакта с эксплуатационной
колонной.
Необходимо отметить, что при незаякоренном насосе дефор-
мация насосно-компрессорных труб, а следовательно, и их пе-
ремещение относительно эксплуатационной колонны достигают
значительных величин.
Перемещение произвольной точки трубы Д/х, находящейся
на расстоянии 1Х от устья, определяется по формуле
Ч -
где F — площадь поперечного сечения трубы; Е — модуль упру-
гости материала трубы. Максимальное перемещение будет иметь
нижний конец труб
Д/щах =	EF •
Величина перемещений составляет десятки, а в глубоких
скважинах сотни миллиметров.
Большое влияние на интенсивность изнашивания труб ока-
зывает состав откачиваемой жидкости: при добыче безводной
нефти обеспечивается хорошая смазка и износ замедляется, при
добыче нефти с минерализованной водой и абразивными части-
цами — ускоряется.
Трение, возникающее в результате соприкосновения колонн
штанг, насосно-компрессорных труб и эксплуатационной ко-
лонны, увеличивает напряжение, ведет к возрастанию потребле-
ния энергии. Для уменьшения сил трения штанг о трубы приме-
няют специальные штанговые муфты, а для предохранения от
повреждений наружной поверхности насосно-компрессорных
труб на них устанавливают защитные манжеты.
В последнее время на промыслах все шире применяют на-
сосно-компрессорные трубы с внутренним покрытием — эмали-
рованные, остеклованные или покрытые эпоксидной смолой.
Применение труб с внутренним покрытием позволяет умень-
шить или вообще исключить отложения на их стенках пара-
фина. Наиболее эффективно покрытие стеклом, так как пара-
фин обладает к нему наименьшей адгезией. Остеклование
труб — самый дешевый способ по сравнению с другими. Тол-
щина покрытия составляет 0,3—0,5 мм.
§ 23.	ИНДИВИДУАЛЬНЫЙ ПРИВОД СКВАЖИННОЙ
НАСОСНОЙ УСТАНОВКИ
Индивидуальный привод ШСНУ преобразует поступающую
электроэнергию в механическую энергию колонны штанг. В об-
щем виде привод может быть представлен блок-схемой
60
(рис. 1.31), состоящей из трех основных элементов: силовогоор-
гана, уравновешивающего устройства и двигателя с трансмис-
сией.
Силовой орган служит для удержания колонны штанг и
обеспечения ее возвратно-поступательного движения, уравно-
вешивающее устройство — для обеспечения равномерной на-
грузки на приводной двигатель при ходе штанг вверх и вниз,
двигатель с трансмиссией — для приведения установки в дей-
ствие.
Все перечисленные элементы связаны между собой таким об-
разом, что при ходе штанг вверх силовой орган получает энер-
гию от уравновешивающего
устройства и привода (сплош-
ные линии) и, поднимая
штанги, совершает полезную
работу — поднимает столб от-
качиваемой жидкости на вели-
чину хода плунжера, при ходе
штанг вниз (пунктирные ли-
нии) энергия от привода и
силового органа направляется
в аккумулирующее устройство.
Данная структурная схема
характерна для всех уравно-
вешенных индивидуальных
приводов ШСН. Неуравнове-
шенные приводы содержат
только два элемента — сило-
вой орган и привод.
С учетом приведенной схемы привода ШСНУ классифици-
руется (рис. 1.32) по следующим основным признакам:
по степени и способу уравновешивания установки,
по виду кинематической связи уравновешивающего устрой-
ства с силовым органом,
по способу передачи энергии от двигателя к силовому ор-
гану или уравновешивающему устройству.
По степени уравновешенности различаются установки урав-
новешенные и неуравновешенные. Уравновешивание, осущест-
вляемое пневматическим аккумулятором,— пневматическое,
грузовым аккумулятором — грузовое. Кроме того ранее приме-
нялось, а в настоящее время используется иногда групповое
уравновешивание, при котором две установки или более, обслу-
живающие различные скважины, кинематически соединены и
имеют общий привод.
По виду кинематической связи уравновешивающего устрой-
ства с силовым органом различаются установки: с гибкой
связью — например цепь или канат, соединяющие точку под-
веса штанг с уравновешивающим грузом, жесткой связью—ба-
Рис. 1.31. Блок-схема привода
штанговой скважинной насосной ус-
тановки:
1 — ход штанг вверх; 2 — ход штанг вниз
61
лансир (рычаг), гидравлической связью (трубопровод), соеди-
няющей гидравлический цилиндр с пневмоаккумулятором.
По способу передачи энергии от двигателя, т. е. типу транс-
миссии, все установки подразделяются на механические и гид-
роприводные (пневмопривод используется крайне редко).
Пневматический
уравновешиванием
Гидроприводные
установки с
пневматическим
у равно вешиванием
Балансирные
. станки - качалка
* спневматическим
особ уравновешивания
грузовой
Длинноходовые
установки.
Безбалансирные
станки-качалки
балансирные
станки-качалки
с грузовым урав-
новешиванием
Гидроприводные
установки с
грузовым урав-
новешиванием
Балансирные стан-
ки-качалки с гру-
зовым уравновеши-
ванием и гидропри-
водом
Гидроприводные
установки
с г ивкой связью
Группа во й
Групповой
механический
привод
Н еуравновешенный


Гидроприводные	। Неуравновешенные
установки с	1 гидроприводные
взаимным ураб- | установки
навешиванием I
си

г
Рис. 1.32. Классификация штанговых скважинных насосных установок
§ 24.	О НЕОБХОДИМОСТИ УРАВНОВЕШИВАНИЯ ПРИВОДА ШСНУ
Работа привода ШСНУ сопровождается возвратно-поступа-
тельным перемещением колонны штанг. Определим работу, ко-
торую должен совершить двигатель в течение цикла работы
скважинного насоса — при ходе штанг вверх и вниз. При этом
пренебрежем силами трения и инерционными составляющими
усилий.
Полагая уровень пластовой жидкости у приема скважинного
насоса, найдем, что при ходе штанг вверх статическая нагрузка
в точке подвеса штанг равна Рв = Лпт + Рж, а при ходе вниз —
Рн = Ршт, где РШт — вес колонны штанг в жидкости, Рж — вес
столба жидкости над полной площадью сечения плунжера.
При ходе штанг вверх работа, которую необходимо затра-
тить, расходуется на подъем столба жидкости (т. е. совершение
полезной работы) и на подъем колонны штанг (т. е. на увели-
чение ее потенциальной энергии) Лв=(РШт+Рж) /.
При ходе штанг вниз полезная работа по подъему пластовой
жидкости не совершается, а выделяется накопленная потенци-
альная энергия Лн==—
В результате за полный цикл работы установки совершенная
работа будет равна Л2=ЛВ+ЛН= (Ршт + Рж) I—Ршт1=Рж1>
Таким образом, полезная работа, совершаемая в течение
двойного хода точки подвеса штанг, определяется работой по
подъему столба жидкости на длину хода точки подвеса штанг.
В том случае, если привод установки не содержит устройств
аккумулирующих потенциальную энергию колонны штанг при
их ходе вниз и отдающих ее при ходе штанг вверх, то мощность
приводного двигателя должна выбираться исходя из величины
работы при ходе точки подвеса штанг вверх.
Полагая, для простоты равенство времени хода точки под-
веса штанг вверх и вниз 1ъ—1п=Т/2, получим необходимую мощ-
ность приводного двигателя
ХГ   2 (РштЧ~ Рж)
2V н------™ *
Если привод установки включает в себя уравновешивающее
устройство, аккумулирующее потенциальную энергию колонны
штанг, то мощность двигателя будет расходоваться только на
совершение полезной работы, которая при ходе штанг вверх или
вниз будет постоянна и равна
Лв=Лн = -^-/.
Соответственно мощность двигателя будет определяться сле-
дующим образом
N? - Рж//Т.
63
Соотношение мощностей двигателей установок с одними и
теми же режимами работы, но отличающимися отсутствием или
наличием уравновешивающего устройства, будет равно
Для наиболее часто используемых сочетаний колонн штанг
и скважинных насосов это соотношение изменяется в пределах
от 5 до 9 и более, что означает, что мощность двигателя неурав-
новешенного привода должна быть в 5—9 раз больше, чем мощ-
ность двигателя уравновешенного.
Из приведенных простейших зависимостей видно, что энер-
гоемкость уравновешивающего устройства должна быть доста-
точно большой и мощность, поглощаемая и выделяемая им,
должна быть в среднем 5—9 раз больше мощности приводного
двигателя.
Уравновешивающее устройство должно обладать достаточ-
ным запасом энергоемкости и иметь возможность изменять ее
величину в зависимости от конструкции внутрискважинного обо-
рудования, используемого в ШСНУ.
§ 25.	ПРИВОДЫ ШТАНГОВОЙ СКВАЖИННОЙ
НАСОСНОЙ УСТАНОВКИ
Анализ многочисленных конструкций приводов ШСНУ, по-
явившихся на промыслах СССР и за рубежом за последние
20—25 лет, показывает, что основной тенденцией их развития
является прежде всего увеличение длины хода точки подвеса
штанг. Помимо этого идет также поиск таких кинематических
схем и конструкций уравновешивающих устройств, которые бы
позволили уменьшить габариты (а следовательно, и массу) при-
вода, сократить усилия, действующие на фундамент, повысить
надежность привода.
Усовершенствование установок сопровождается увеличением
числа конструкций, в которых используется объемный гидро-
привод, что обусловлено его высокой энергоемкостью и просто-
той преобразования вращательного движения высокооборотного
двигателя в медленное возвратно-поступательное движение
точки подвеса штанг.
Гидравлический привод, обладая, с одной стороны, высоким
к.п.д., позволяет достаточно просто регулировать отдельные па-
раметры цикла двойного хода штанг, например: изменять уско-
рение точки подвеса штанг независимо от числа двойных- ходов,
регулировать скорости хода штанг вверх и вниз в зависимости
от свойств пластовой жидкости и т. д.
Характерной особенностью насосных скважинных установок
является также комплектация их электронными устройствами,
которые в процессе работы установки постоянно анализируют
64 '
се параметры и сигнализируют об отклонениях от заданного ре-
жима. В случае снабжения установок микропроцессорами, пос-
ледние изменяют режим работы привода в соответствии с изме-
нившимися условиями.
В настоящее время известно большое количество различных
конструкций приводов ШСНУ. Ниже рассмотрены наиболее
часто применяющиеся или наиболее характерные приводы.
Рис. 1.33. Балансирный станок-качалка
1.	Подавляющее большинство ШСНУ приводится в действие
балансирными приводами с грузовым, роторным или комбини-
рованным уравновешиванием. В настоящее время балансирные
станки-качалки выпускаются по ГОСТ 5866—76. В зависимости
от параметров приводов уравновешивающие грузы устанавли-
ваются либо на балансире, либо на кривошипе редуктора, либо
и тут и там. Соответственно способ уравновешивания называют
балансирным, роторным или комбинированным (рис. 1.33). Ряд
установок, предусмотренный новым ГОСТом, содержит 13 типо-
размеров (табл. 1.4).
В состав станка-качалки входят следующие основные узлы:
рама со стойкой, балансир с опорой и противовесом, два ша-
туна. два кривошипа с противовесом, редуктор, клиноременная
передача, тормоз, электродвигатель, канатная подвеска сальни-
:*. вето штока.
-1^3 № 2119
65
Одним из недостатков балансирных станков Качалок явля-
ется их большая масса. Это обусловливает необходимость со-
оружения массивного фундамента, сооружение которого доста-
точно сложно и трудоемко, особенно в районах Западной Си-
Табл и ц а 1.4
Основные параметры станков-качалок
Станок-качалка
Наибольшая
допускаемая
нагрузка на
устьевой
шток, кН
Номиналь-
ные длины
ходов устье-
вого штока,
м
Наибольший
допускаемый кру-
тящий момент
на ведомом валу
редуктора,
кН’М
Масса комп-
лекта, не
более кг
Балансирные станки-качалки
СК2-0,6-250
СКЗ-1,2-630
СК4-2,1-1600
СК5-3-2500
СК6-2,1-2500
СК8-3,5-4000
СК12-2,5-4000
СК8-3,5-5600
СК10-3-5600
СКЮ-4,5-8000
СК12-3,5-8000
СК15-3,6-12500
СК20-4.5-12500
20
30
40
50
60
80
120
80
100
100
120
150
200
0,6
1,2
2,1
3
2,1
3,5
2,5
3,5
3,0
4,5
3,5
6,0
4,5
2,5
6,3
16
25
25
40
40
56
56
80
80
125
125
1 600
3 850
7 200
9 900
9 600
15 100
14 800
15 600
15 450
24 900
24 800
34 800
34 500
Безбалансирные станки-качалки
СБМЗ-1,8-700
СБМ6-3-2500
СБМ12-5-8000
30
60
1,8
3,0
120	5,0
7,0
25
80
2 675
7 240
17 180
бири, Крайнего Севера, на морских промыслах, затапливаемых
территориях, районах с заболоченными или сыпучими грунтами.
2.	Одним из способов упрощения конструкции станка-ка-
чалки, уменьшения его массы является отказ от использования
балансира.
Перемещение колонны насосных штанг при безбалансирных
станках-качалках обеспечивается посредством гибкого звена —
нескольких канатов, соединяющих кривошипы редуктора с ка-
натной подвеской устьевого штока. Кривошипы безбалансирных
обеспечивающую
имеют V-образную
станков-качалок
уравновешивание привода.
ГЬезбалансирный станок-качалка (табл. 1.4) состоит из
рамы /, стойки 2, канатных шкивов 3, кривошипов с противове-
сом 4, траверсы с шатунами 5, редуктора 6, тормоза 7, клино-
ременной передачи с электродвигателем 8, подвески 9 устьевого
66
_тика. Устьевое оборудование используется то же, что и в ба-
лансирных станках-качалках. Фундамент безбалансирных стан-
ов-качалок аналогичен фундаменту балансирных СК (рис. 1.34).
Основные узлы приводов — редуктор, тормоз, канатная под-
веска, узел крепления электродвигателя, противовесы — унифи-
цированы с балансирными станками-качалками.
Рис. 1.34. Безбалансирный станок-качалка
Уравновешивание безбалансирных станков-качалок — ротор-
ное, осуществляется перемещением грузов, установленных на
кривошипах с одной стороны.
3.	В балансирном приводе ШСНУ используется также пнев-
матическое уравновешивание. При этом, как правило, балансир
выполняется в виде одноплечевого рычага.
Пневматическое уравновешивание осуществляется за счет
изменения объема и давления сжатого воздуха, находящегося
в цилиндре, поршень которого кинематически связан с баланси-
ром станка.
Применение пневматического цилиндра вместо противовесов
и одноплечевого балансира вместо двухплечевого позволяет
уменьшить массу установки, улучшить услрвия работы редук-
тора.
Г
67
Уравновешивающее устройство состоит из цилиндра, внутри
которого находится поршень со штоком, и ресивера. Для попол-
нения системы сжатым воздухом предусмотрен компрессор. Для
уменьшения потерь воздуха в ряде конструкций применен гид-
равлический затвор. В качестве ресивера может использоваться
кожух уравновешивающего устройства. При перемещении ба-
лансира вниз воздух, находящийся в ресивере, под начальным
Рис. 1.35. Балансирный станок-качалка с пнев-
матическим уравновешиванием
Рис. 1.36. Безбалансирная длинноходовая уста-
новка:
/ — устье скважины; 2 — полированная штанга; 3 — ка-
нат; 4 — реверсивный редуктор; 5 — уравновешивающий
груз; 6 — ферма; 7 — пульт управления; 8 — рельсы;
9 — основание
давлением сжимается и накапливает потенциальную энергию,
которую отдает при ходе балансира вверх.
Пневматическое уравновешивание применяется в основном
на мощных установках (рис. 1.35, табл. 1.5). Его недостатки
(сложность, малая надежность, необходимость тщательного
ухода) компенсируются существенными преимуществами — воз-
можностью эксплуатации глубоких скважин относительно лег-
кими станками, а также простотой уравновешивания при изме-
нении режима работы установки.
4.	Одной из основных тенденций развития приводов ШСНУ
является увеличение длины хода точки подвеса штанг.
Для обеспечения большой длины хода штанг (до 10 м) при-
меняют ^приводы с гибкой связью колонны штанг с уравновеши-
вающим грузом (рис. 1.36). Установка состоит из стальной
68
•бермы, установленной у устья скважины. На верхней площадке
бермы установлен приводной двигатель с реверсивным редук-
тором, на выходном валу которого имеется ведущий шкиф. По-
лированный шток расположен у наружной грани фермы и сое-
Таблица 1.5
Основные параметры станков-качалок с пневматическим
уравновешиванием
Л. л ина
Грузоподъ-
емная сила,
кН
Масса, т
Длина
хода, м
Грузоподъ-
емная сила,
кН
Масса. т
1,60
1,85
2,15
.3,00
85
112
125
136
5,2
6,6
8,1
П,2
3,60
6,00
7,50
7,5
153
210
210
250
14,0
27,0
43,0
49,0
дннен с уравновешивающим грузом, перемещающимся внутри
фермы, канатами, перекинутыми через ведущий шкив. Ревер-
сивный редуктор при достижении полированным штоком край-
них положений изменяет направление вращения ведущего
шкива.
Таблица 1.6
Основные параметры безбалансирных
длинноходовых установок
Длина
хода, м
Грузоподъ-
емная сила,
кН
Число кача-
ний, мин""1
Мощность
привода,
кВт
9,6
9,6
10,2
81	3	14,7
112	2,5	22,1
157	2	29,4
При подземном ремонте скважины вся установка (табл. 1.6)
откатывается по рельсам в сторону и освобождает место для
агрегата подземного ремонта.
5.	Стремление получить возможно большую длину хода при
одновременном упрощении механического привода (исключения
реверсивного редуктора) и облегчении обслуживания установок
привело к созданию приводов (рис. 1.37). Для него характерно
то, что силовой блок установлен не на верху вышки, а внизу,
у ее основания. Уравновешивающий груз 1, состоящий из на-
бора плит, перемещается во внутренней полости вышки (на
схеме она не показана). Для изменения его массы при уравно-
вешивании установки в нижней части вышки имеется окно для
доступа к грузу при подходе его в нижнее положение.
Кинематическая связь (рис. 1.37) устьевого штока 2 с сило-
вым блоком осуществляется парой параллельных канатов 3, на-
69
матывающихся на барабан 4. На этот же барабан намотана
вторая пара канатов 5, связывающих его с уравновешивающим
грузом 1. Барабан 4 приводится в действие реверсивным высо-
комоментным гидродвигателем 6, при вращении которого одна
пара канатов сматывается, а другая наматывается. При этом
k устьевой шток и уравновешивающий груз движутся оппозитно.
Реверсирование направления вращения барабана осущест-
вляется посредством переключения силового насоса 7 с регули-
руемой подачей, что осуществляется при перемещении управ-
ляющим цилиндром рычага регулировки. В свою очередь ци-
циидр управляется золотни-
ковым распределителем, при-
вод которого кинематически
связан с валом барабана 4.
Таким образом реверсиро-
вание направления движе-
ния штанг осуществляется
в зависимости от количества
оборотов, сделанных бара-
баном 4, а плавность ревер-
сирования обеспечивается
регулировкой золотника,уп-
равляющего цилиндром.
Двигатель 8, все узлы и
агрегаты установки смонти-
рованы на раме, которая
Рис. 1.37. Безбалансирная длинноходо в свою очередь крепится к
вая установка	фундаменту или основанию
морской эстакады.
6.	Неуравновешенный привод штангового скважинного на-
соса применяют на неглубоких малодебитных скважинах. Эта
установка (рис. 1.38. табл. 1.7) не имеет уравновешивающего
устройства. При ходе штанг вверх масло от насоса 4 через рас-
пределительный золотник 3 направляется в силовой орган—гид-
равлический цилиндр 2. При ходе штанг вниз поршень 1 вместе
с колонной штанг под силой собственного веса опускается вниз
и вытесняет рабочую жидкость из цилиндра 2 через распреде-
лительный золотник 3 в бак 5.
7.	Для обеспечения большой длины хода точки подвеса
штанг при высоких нагрузках на полированный шток приме-
няют гидроприводные установки с пневматическим уравновеши-
ванием (рис. 1.39).
Установка состоит из газового аккумулятора, центробежного
насоса с приводом, золотникового устройства, управляющего
клапана и гидроцилиндра, поршень которого соединен с колон-
ной штанг полированным штоком.
При приближении поршня к крайнему нижнему положению
открывается канал и жидкость из пространства под поршнем
70
высоким давлением поступает В управляющий клапан, зо-
лотник которого при этом поднимается вверх. Рабочая жид-
кость под давлением поступает в пространство под поршнем зо-
лотникового устройства и опускает его вниз,. При этом направ-
ление потока жидкости от насоса изменяется и поршень начи-
Рис. 1.39. Гидроприводная установка
с пневматическим уравновешива-
нием
Рнс. L38. Неуравновешенный при-
вод штангового насоса
нает двигаться вверх. При достижении поршнем верхнего поло-
жения жидкость поступает в верхнюю полость управляющего
клапана. Золотник опускается вниз и переключает поток жид-
кости, в результате чего насос начинает перекачивать жидкость
Таблица 1.7
Основные параметры неуравновешенного привода
штангового скважинного насоса
Длина
хода» м
Грузоподъ-
емная сила
кН
Число кача-
ний» мин-1
Мощность
привода»
кВт
0,68
0,91
1,20
1,80
3,00
16
22
32
58
58
6,0
5,0
5,0
4,6
4,4
2,2
6,6
6,6
7,3
7,3
из-под поршня силового цилиндра в аккумулятор, при этом
штанги движутся вниз.
Воздух в аккумуляторе накапливает энергию при движении
н
танг вниз и отдает ее при ходе штанг вверх, т. е. выполняет
те же функции, что и грузы в балансирных станках-качалках.
71
Утечки жидкости через уплотнения подвижных деталей гид-
ропривода собираются в дренажном баке, откуда шестеренча-
тым насосом подаются в аккумулятор.
8.	Совершенствование гидроприводных установок с пневма-
тическим уравновешиванием идет в направлении увеличения ра-
бочего давления, применения более совершенных конструкций
пневмоаккумулятора, использования электроники для обеспече-
ния оптимальных законов движения штанг.
Основные детали установки (рис. 1.40) - салазки-основание,
на которых шарнирно смонтирована мачта, несущая два гидро-
Рис. 1,40. Гидроприводная уста-
новка с пневматическим уравнове-
шиванием
Рис. 1.41. Установка с гидравличе-
ским приводом и групповым урав-
новешиванием:
1 — золотник; 2 — вспомогательный на-
сос; 3 — насос 4 — бак; 5, 6 — гидравли-
ческие цилиндры
5	1000-2000" 6

цилиндра — приводной 1 и уравновешивающий 2, Поршни ци-
линдров соединены общим штоком 3, который в свою очередь
соединен с устьевым штоком 4, Полости приводного цилиндра 1
соединены с силовым блоком установки, а подпоршневая по-
лость уравновешивающего цилиндра 2— с емкостью 5 (в каче-
стве ее используются трубчатые элементы мачты установки),
в которой под давлением находится азот.
Силовой блок представляет собой аксиально-поршневой на-
сос 6 регулируемой подачи. Следящая система обеспечивает из-
менение угла наклона шайбы насоса таким образом, что на-
правления потока рабочей жидкости изменяется и задается не-
обходимый закон движения поршня приводного цилиндра—как
в перйоды реверсирования направления движения поршней, так
и при их установившемся движении.
Давление азота в уравновешивающем цилиндре 2 регулиру-
ется таким образом, чтобы обеспечить уравновешивание уста-
новки.
72
При обслуживании скважины и транспортировке установки
хачта укладывается в горизонтальное положение на раму по-
средством двух гидроцилиндров. При работе на скважине рама
уэнтируется на трех бетонных или стальных сваях (табл. 1.8).
9.	Установки с гидравлическим приводом и групповым урав-
новешиванием (рис. 1.41) применяются редко и представляют
собой гидравлический аналог установок с групповым механиче-
ским уравновешиванием.
Модель........................... 3	6	9	12
Грузоподъемная сила,	кН.......... 27	67	83	135
Длина хода, м................... 0,9	1,8	2,7	3,6
Мощность привода,	кВт .......... 2,2	5,1	5,7	6,2
При эксплуатации скважин данной установкой цилиндр 5
с золотниками управления и блоком привода монтируется на
одной скважине, а цилиндр 6 устанавливается на соседней сква-
жине (не далее 2000 м), оборудованной аналогичным образом.
Таблица 1.8
Основные параметры гидроприводных установок ГЭП
Модель
Длина
хода, м
Грузоподъ-
емная сила»
кН
Число кача-
„	—1
НИЙ» МИИ
Мощность
привода,
кВт
М-13
М-24
М-27
3,66
4,88
2,79
58
107
120
12
9
44
74
44
На первой скважине при ходе штанг вверх жидкость от си-
лового насоса 3 поступает через золотник 1 в надпоршневое
пространство цилиндра второй скважины. Его поршень вместе
со штангами опускается вниз и вытесняет жидкость по трубо-
проводу в нижнюю полость другого цилиндра.
При достижении этим поршнем верхнего положения рабочая
жидкость под высоким давлением, преодолевая силу упругости
пружины, перемещает золотник в правое положение и направ-
ление потока масла изменяется. При ходе штанг первой сква-
жины вниз рабочая жидкость от силового насоса 3 подается
в надпоршневую полость левого цилиндра, при этом поршень
цилиндра второй скважины вместе со штангами идет вверх.
§ 26. УСТАНОВКА С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ В КАЧЕСТВЕ
УРАВНОВЕШИВАЮЩЕГО ГРУЗА КОЛОННЫ
НАСОСНО-КОМПРЕССОРНЫХ ТРУБ
Одним из способов резкого повышения показателей сква-
жинной насосной установки является использование в качестве
уравновешивающего груза колонны насосно-компрессорных
тг\б. а также пластовой жидкости, находящейся в них.
* ♦
73
►
Так как вес столба жидкости, находящейся над плунжером
скважинного насоса, воспринимается попеременно штангами и
трубами, то строго говоря, в установках с описываемым спосо-
бом уравновешивания масса уравновешивающего груза явля-
ется переменной.
Принципиальная возможность уравновешивания штанговой
установки грузом переменной массы может быть показана на
следующем простейшем
Рис. 1.42. Механический аналог ус-
тановок с использованием колонны
насосно-компрессорных труб в ка-
честве уравновешивающего груза:
а — схема внутрискважинного оборудо-
вания; б — силы, действующие при ходе
штанг вверх; в — силы, действующие
при ходе штанг вниз; А — точка подвеса
штанг, В — точка подвеса труб. 1 — ко-
лонна штанг; 2 — плунжер скважинного
насоса; 3 — колонна насосно-компрессор-
ных труб; 4 — цилиндр скважинного на-
соса; 5, 6 — нагнетательный и всасываю-
щий клапаны
*ском аналоге установки, кото-
рый представляет собой дву-
плечий рычаг (рис. 142),
длинное плечо которого
в точке А соединено колонной
штанг с плунжером скважин-
ного насоса, а короткое плечо
в точке В соединено колонной
НКТ с цилиндром глубинного
насоса. Соотношение длин
плеч в/a, в дальнейшем назы-
ваемое параметром уравно-
вешенности К, определим ис-
ходя из условия равенства
работ силы Р, приводящей
в движение рычаг при ходе
вверх и вниз
4В(РВ)-ЛН(РН).
Баланс моментов дейст-
вующих на рычаг при ходе
штанг вверх
2 Л40 = (Ршт + Рж) а—Р трЬ
-Рв& = 0,
а при ходе вниз
2 Af0 — Р шт#—(Р тр 4" Р ж) b -р Р нЬ — О,
Выразив Рв и Рн и приравняв выражения для них при ходе
штанг вверх и вниз, получим
____2Р ШТ Рж
о 2РТр 4“ Рж
Таким образом, существуют определенные соотношения плеч
рычага или длин ходов точки подвеса штанг и НКТ, характери-
зуемые параметром уравновешенности К, при котором уста-
новка будет уравновешена.
Способ уравновешивания колонной насосно-компрессорных
труб используется в установках различных типов — с механиче-
ским и гидравлическим приводом — известных под шифром
АГН.
74
Рис. 1.43. Штанговая гидроприводная установка с использованием в качестве ’
уравновешивающего груза колонны насосно-компрессорных труб:
.з — схема с верхним расположением трубного цилиндра; б — схема с нижним распо-
ложением трубного цилиндра
Гидроприводные установки имеют следующие основные узлы
(рис. 1.43).
Силовой орган — гидроцилиндр 1, поршень 2 которого по-
средством штока 3 и колонны штанг 4 соединен с плунжером
скважинного насоса 5.
Уравновешивающее устройство — трубный гидроцилиндр 6,
поршень которого связан штоком 7 с верхней траверсой и двумя
тягами 8. Последние в свою очередь посредством нижней тра-
версы 9 соединены с колонной насосно-компрессорных труб 10,
к нижней части которой крепится цилиндр И скважинного на-
соса. Кроме того под поршнем располагается фальшток 12.
Привод, состоящий из силового насоса 13, перекачивающего
жидкость из бака 14 попеременно в верхние полости гидроци-
линдров. Коммутация потоков рабочей жидкости осуществля-
ется распределителем /5.
Система реверсирования (на схеме не показана) служит для
торможения, остановки и разгона поршней при подходе их
к крайним положениям.
Система компенсации утечек (на схеме не показана) обес-
печивает постоянство объема рабочей жидкости в подпоршне-
вых полостях штангового и трубного цилиндров.
Для соединения подвижных НКТ с промысловым коллекто-
ром служит гибкий шланг 16,
Схемы представленных установок отличаются друг от друга
компоновкой, позволяющей при относительно малых вертикаль-
ных размерах достигнуть значительных длин ходов штанг отно-
сительно НКТ.
Установка работает следующим образом: подаваемая насо-
сом из бака рабочая жидкость через золотник направляется
в верхнюю полость штангового гидроцилипдра. При этом пор-
шень перемещается вниз, а вместе с ним шток, колонна штанг •
и связанный с ней плунжер. Рабочая жидкость из нижней (што-
ковой) полости цилиндра по трубопроводу вытесняется в ниж-
нюю полость трубного цилиндра и перемещает его поршень
вверх. Вместе с ним перемещается вверх цилиндр скважинного
насоса. Таким образом плунжер движется вниз, а колонна труб
вверх — происходит ход всасывания.
При подаче рабочей жидкости в верхнюю полость трубного
гидроцилиндра поршень, а вместе с ним колонна НКТ и ци-
линдр скважинного насоса перемещаются вниз. Рабочая жид-
кость из подпоршневой полости трубного цилиндра вытесняется
в штанговый цилиндр, поршень которого перемещается вверх.
Вместе с поршнем перемещается колонна штанг и связанный
с ней плунжер глубинного насоса. Плунжер при этом пере-
мещается вверх, а цилиндр вниз — происходит ход нагне-
тания.
Колонна насосно-компрессорных труб герметизируется уп-
лотнением, через которое пропущен устьевой шток, а затрубное
76
* .страиство — уплотнением, установленным на фланце обсад-
?. колонны.
Для нормальной работы установки необходимо поддержи-
— постоянным объем рабочей жидкости в подпоршневых по-
_стях. Для компенсации утечек как во внутренние полости ци-
линдров, так и в атмосферу в установке предусмотрена система
л.’мпенсации утечек, состоя-
щая из управляющего кла-
-щ-а и вспомогательного
-щиса. При уменьшении
объема рабочей жидкости,
мгныие допустимого, муфта,
. идиняющая шток и колон-
ну штанг, нажимает на кла-
лан, который в свою оче-
?сдь включает вспомога-
о	о
тыльный насос, заполняющий
'♦шелом подпоршневую по-
лость до необходимого
объема.
Уравновешивание уста-
новки, т. с. обеспечение по-
стоянной загрузки на двига-
тель при ходе штанг вверх
и вниз, происходит в резуль-
тате использования колонны
насосно - компрессорных
труб в качестве уравнове-
шивающего груза. Для оп-
ределения параметра урав-
новешенности К, при кото-
ром будет соблюдаться ус-
ловие уравновешенности,
определим давления, раз-
виваемые силовым насосом
при ходе штанг вверх и вниз.
Рис. 1.44. Силы, действующие на порш-
ни установки
а — поршень трубного цилиндра; б — пор-
шень штангового цилиндра
Рассмотрим баланс сил,
ствующих на поршни штангового и трубного цилиндров
дей-
при
установившемся движении.
На поршень трубного цилиндра при ходе штанг вверх
»рис. 1.44, а) действуют: давление жидкости, подаваемой сило-
вым насосом в верхнюю полость цилиндра рв, сила тяжести ко-
лонны насосно-компрессорных труб Ртр, давление жидкости
в нижней полости, обусловленное весом штанг и столба жидко-
сти над плунжером насоса, приложенных к поршню штангового
цилиндра (РштЧ-Рж) * (^тр/шт). Спроектировав все силы на вер-
тикаль, получим следующее уравнение:
/шт
77
При ходе штанг вниз (рис. 1.44, б) на порше! ь штангового
цилиндра действуют: давление жидкости, подаваемой силовым
насосом в верхнюю полость цилиндра сила тяжести штанг
Ршт, а также давление, обусловленное силой тяжести труб и
столба откачиваемой жидкости (Ртр + Рж) • (/шт/Чр). Баланс сил
будет иметь вид
Рн/ + Ршт-(Ртр + Рж)^--0.
Г тр
С учетом принятого ранее параметра уравновешивания К,
при рассмотрении гидравлической схемы установки в качестве
соотношения плеч рычага будет выступать фактическое соотно-
шение эффективных площадей поршней цилиндров в поршне-
вых полостях, т. е. /шт/Ртр = Л^Ф‘
Обозначим также,	Величины сил тяжести
колонны насосно-компрессорных труб вместе с пластовой жид-
костью, находящейся в кольцевом пространстве (обусловленном
разницей внутренних диаметров колонны НКТ и цилиндра сква-
жинного насоса), могут быть выражены следующим образом
^тр ~ Lg (<7тр Зк)«
Аналогично
Ршт “	Рж —
где L — глубина подвески насоса, #шт, ?тр — масса 1 м колонны
штанг и насосно-компрессорных труб, <7к — масса 1 м столба
жидкости над плунжером скважинного насоса и кольцевого
столба жидкости, g — ускорение свободного падения.
Преобразовав эти выражения с учетом принятых обозначе-
ний и решив их относительно давлений, развиваемых силовым
насосом при ходе штанг вверх и вниз, соответственно, получим
Lg
L Кф	J
Рн = “ [Аф (*7тр + 7к
#/шт
Поскольку, в общем случае, продолжительности хода штанг
вверх и вниз могут быть не равными, целесообразно в качестве
критерия уравновешенности использовать условие постоянства
мощности, развиваемой приводным двигателем — VB = NH. С уче-
том того, что в гидроприводе установок используются гидроста-
тические насосы (шестеренные или аксиально-поршеньковые)
в сочетании с асинхронными двигателями, условие уравновешен-
ности может быть представлено в виде рв=рн.
Приравняв в соответствии с этим условием правые части
уравнений, после преобразования получим
78
где
А 4~ ^тр 4" Як> & — ?ШТ 4* &?Тр ~1~ С — /^Шт ^Ж-
Отыскивая положительный корень квадратного уравнения,
можно определить соотношение эффективных площадей порш-
ней штангового и трубного гидроцилиндров КР (или же соотно-
шение длин ходов точки
подвеса труб и штанг), при
котором установка будет
уравновешена.
2 (?тр + <7к + <7ж)
4~4& (<7тр + qK 4- ?ж) 0?шт + fe).
Как видно, расчетный
параметр уравновешенности
Кр не зависит от глубины
подвески насоса, а опреде-
ляется массами 1 м элемен-
тов внутрискважинного обо-
рудования.
Установки уравновеши-
вают изменением диаметра
Рис. 1.45. Закон изменения перемеще-
ния и скорости точки подвеса штанг
и труб
штока трубного цилиндра, который может быть найден после
расчета параметра уравновешенности
где D, £>ш — диаметры поршня и штока трубного цилиндра, d,
dm — диаметры поршня и штока штангового цилиндра.
Для описываемых установок АГН характерны не только иная
теория уравновешивания, отличная от балансирных станков-ка-
чалок, но и иные зависимости, описывающие закономерности пе-
ремещения, изменения скорости и ускорения точек подвеса
штанг и труб (рис. 1.45). Полный цикл двойного хода штанг со-
стоит из ряда фаз: паузы, обусловленные переключением рас-
пределителя, — 1, 5, 6, 10, периоды неустановившегося движе-
ния при разгоне — 2, 7 и торможении — 4, 9, периоды установив-
шегося движения — 5, S.
79
4
В общем балансе времени двойного хода период установив-
шегося движения точек подвеса штанг (и труб) составляет
около 95 %, что в практических расчетах позволяет пренебре-
гать временем пауз и периодов неустановившегося движения.
Перемещение плунжера L относительно цилиндра скважин-
ного насоса (без учета упругих деформаций штанг и НКТ)
равно сумме абсолютных перемещений точек подвеса штанг
и труб
L — /щт ”Ь тр,
Из условия неразрывности потока жидкости в трубопроводе,
соединяющем штоковые полости штангового и трубного цилин-
дров, следует, что
~ тр*
С учетом этого связь между относительным ходом плунжера
и перемещением штанг и труб будет иметь вид
/Тр - Кфи (Кф + 1); /шт - Ь/(КФ + 1),
Абсолютные скорости перемещения точек подвеса штанг и
труб при установившемся движении определяются по формулам
В — Qk/(I шт^^ф)>	Н ~~ (Q^)/(f IDT^V),
Н ~ Q!(fшЛ),	в ~~ UlTA/)>
где Q — подача силового насоса.
Из приведенных выражений следует, что соотношение скоро-
стей перемещения штанг вверх и вниз может регулироваться из-
менением k и Кф и выбираться в зависимости от особенностей
эксплуатируемой скважины без уменьшения подачи скважин-
ного насоса.
Особенности уравновешивания установок АГН, а также спе-
цифика их кинематики и динамики предопределяют иные, отли-
Таблица 1.9
Основные параметры установок ряда АГН
Параметры
АГН-Н-2,2 АГН-Л-2,2 АГН-С-3,5
АГН-С-4,5
АГН-Т-6
Длина хода точки под-
веса штанг относитель-
но НКТ, м . . . .
Наибольшая допускае-
мая нагрузка на устье-
вой шток, кН . . .
Масса (без электродвига-
теля и масла), кг
Высота, м ............
2,2
30
700
5
2,2
60
1500
7,5
3,5
80
1700
8,5
4,5
120
1900
9,9
6,0
150
2700
10
80
чающиеся от принятых для балансирных станков-качалок мето-
дов определения их подачи насоса, мощности приводного двига-
теля и других основных показателей (табл. 1.9).
Из сопоставления показателей установок АГН видно, что их
масса меньше балансирных станков-качалок в 8—15 раз. Их
существенным преимуществом является также отсутствие необ-
ходимости сооружения специального фундамента, так как уста-
новки АГН монтируются непосредственно на фланце колонной
головки.
§ 27.	КИНЕМАТИКА БАЛАНСИРНОГО СТАНКА-КАЧАЛКИ
Кинематическая схема преобразующего механизма балан-
сирного станка-качалки представляет четырехзвенник О BCD
(рис. 1.46). Неподвижное звено — OD (расстояние от О до D),
подвижные звенья — кривошип г, шатун I и заднее плечо балан-
сира Ь.
При вращении кривошипа точка С описывает окружность ра-
диуса г, а точка В движется по дуге радиуса &.
Для упрощения определения закона движения точки В в рас-
четах делают некоторые допущения, а именно:
1)	точка В движется не по дуге, а по прямой;
2)	принимают rll=Q, rjb^=Q, т. е. считают, что радиус кри-
вошипа намного меньше длины балансира;
3)	угол р, образованный шатуном и линией, соединяющей
центр кривошипа с точкой В, принимают равным нулю.
В этом случае закон движения точки В соответствует закону
движения поршня насоса с кривошипно-шатунным механизмом.
При уточненных расчетах учитывают конечную длину ша-
туна, так как при значительной длине хода (4,5—6 м) отноше-
ние радиуса кривошипа к длине шатуна г/l становится значи-
тельным. Однако в этом случае делают допущение, считая, что
траектория движения точки В прямолинейна. Учитывают также
и кривизну траектории движения точки В, что позволяет умень-
шить погрешность расчета.
Найдем закон движения точки подвеса штанг, т. е. опреде-
лим путь, скорости и ускорения точки В во времени.
Путь S, пройденный точкой В при повороте кривошипа на
угол а (точка В займет новое положение Bi), равен
S^Bfi^-BD—В1Р>
тогда BD будет равно г-г/, а из треугольника BCD следует
BD —г cosa + /cos£,
откуда 1
S/5 г +1—г cos а—I cos р ~ г (1—cos а) + / (1 —cos 0).
81
С учетом допущений, принятых в элементарной теории, что
Р —0, будем иметь
SB = r(l—cosa).
Считая, что кривошип вращается с постоянной угловой ско-
ростью со, можно выразить угол поворота кривошипа следую-
щим образом:
Тогда
S« — г(1—cos со/).
Рис. 1.46. Кинематическая схема ба-
лансирного станка-качалки
Скорость движения точ-
ки В будет равна
vB = cor sin со/,
а ускорение
wB — (^2r cos со^
Путь, скорость и ускоре-
ние точки А определяются
соотношением плеч балан-
сира а и &:
Зл = — г(1—cosa);
vA -- — <&r sin a; wA = — co2r cos a.
b	b
Более точно закономерность перемещения, изменения скоро-
сти и ускорения точки подвеса штанг может быть определена
с помощью приближенной теории (приближенного расчета).
Перемещение (путь) точки В при повороте кривошипа на
угол а будет
SB = ВгВ — BD—DBi~-r+l—(rcosa+/cos0),
отношение синусов в треугольнике DBC будет
r^inP — Z/sina.
Откуда
sinp
sin a;
— sin2 a.
P
82
Разложив в ряд и отбросив плены со степенями более Двух,
найдем
cos Р 1
— sin2 а.
2/2
Тогда можно записать
SB~~r + l—(г cosa + I cos Р) = г (1 — cosa) +
г2 • 2
— sin2 a
2/
так как а=(о/, то
SB = г(1—cos со/) +
21
sin2 со/.
Получим скорость движения точки В, продифференцировав
это уравнение
cor [ sin со/ +
Ускорение движения точки В получим, еще раз продиффе-
ренцировав уравнение
WB = (02r [ COS (dt +
r— cos 2(oZ
Перемещение (путь), скорость и ускорение движения точки А
будут соответственно равны
sin2 (dt ;
— (dr I sin (dt + — sin 2(dt
b \	21
a 2 Z	/ I Г
~-----(0 Г COS (dt H--
b \	I
cos 2(oZ ,
где а и b — длины переднего и заднего плеч балансира.
Экстремальные ускорения достигаются при <о/=0 и со/=л,
так как в нижнем и верхнем положениях точки подвеса штанг
ускорения будут соответственно
®А шах ,
Нагрузка на штанги в значительной степени определяется
ускорением их точки подвеса и обусловлена кинематикой станка.
При проектировании станков-качалок стараются задать длины
элементов таким образом, чтобы кривая изменения ускорения
83
точки подвеса штанг возможно меньше отклонялась от косину-
соиды.
Кинематическое совершенство станка-качалки характеризу-
ется коэффициентом
/П = 0Утах/^0,
где Штах — максимальное ускорение точки подвеса штанг стан-
ка-качалки, определяемое по точной теории, wq — ускорение при
гармоничном движении
ау0 -- (о2г.
Для определения показателя т удобно пользоваться сле-
дующей формулой
т
V1 - (r/fe)2
В зависимости от глубины подвески насоса допустимый ко-
эффициент кинематического совершенства изменяется и для глу-
боких скважин должно быть /п<1,3.
§ 28. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ В ТОЧКЕ ПОДВЕСА ШТАНГ
Нагрузка в точке подвеса штанг балансирного станка-ка-
чалки обусловлена:
1)	статическими нагрузками от силы тяжести жидкости и
штанг, сил трения плунжера в цилиндре и штанг о трубы;
2)	силами инерции движущихся масс, возникающими при
движении с ускорением колонны штанг, и столба жидкости;
3)	динамическими нагрузками, возникающими в результате
вибрации штанг.
Практическое значение имеют суммарные минимальные и
максимальные нагрузки на штанги, величина которых может
быть определена либо непосредственно измерениями — динамо-
метрированием, либо рассчитана.
Как уже было показано, максимальная статическая нагрузка
будет при ходе штанг вверх
Рст = р ж -(- р
где Рж— сила тяжести жидкости, находящейся над плунжером;
Ршт — сила тяжести штанг в жидкости.
Приняв для упрощения расчетов глубину спуска насоса рав-
ной динамическому уровню, можно записать
Рст —	4“
где #ж — вес 1 м столба жидкости над плунжером скважинного
насоса; <?шт— вес 1 м штанг (с учетом веса муфт) в воздухе;
84
L — длина штанг; bv =1—рж/ршт (здесь рШт, рж—плотность ма-
териала штанг и жидкости).
Силой трения штанг о трубы можно, как показывают иссле-
дования, пренебречь, если искривление скважины не превы-
шает 5—6°.
Силы инерции могут быть определены по формуле
Pi = Af/тах>
где М — масса движущихся деталей; /тах — максимальное ус-
корение точки подвеса штанг.
Поскольку откачиваемая жидкость, сжимаема вследствие на-
личия растворенного и свободного газа, то в расчете может учи-
тываться только масса штанг Af=РШт/£.
С учетом сил инерции максимальная нагрузка в точке под-
веса штанг будет
Динамическая нагрузка при ходе, штанг вниз
§ 29. УРАВНОВЕШИВАНИЕ БАЛАНСИРНЫХ СТАНКОВ-КАЧАЛОК
Как уже отмечалось, равномерная нагрузка приводного дви-
гателя штанговой насосной установки возможна только при на-
личии уравновешивающего устройства. В балансирных станках-
качалках наиболее широко применяют уравновешивающие уст-
ройства, состоящие из грузов, установленных на балансире
и роторе.
Определим вес груза на балансире, при котором установка
будет уравновешена L Воспользуемся для этого элементарной
теорией. Механическая работа сил инерции на полированном
штоке будет равна нулю, так как при его разгоне силы инерции
будут иметь положительный знак, а при торможении — отрица-
тельный.
При ходе штанг вверх работа будет затрачиваться на пере-
мещение штанг и жидкости
др и ходе вниз
1 Под уравновешенностью установки подразумевается равенство работ,
свершаемых двигателем при ходе вверх и вниз, т. е. ЛВ=ЛН.
85
Полезная работа за двойной ход будет
A = P*S.
При установке на балансире в точке В уравновешивающего
груза G (рис. 1.47) механическая работа при ходе вверх и вниз
будет соответственно равна (полагаем, что переднее плечо ба-
лансира равно заднему)
А - (Рж + Ршт) S—GS;	А н - — Рщт5 + GS.
Рис. 1.47. Кинематическая схема
балансирного станка-качалки с ба-
лансирным уравновешиванием
Рис. 1.48. Кинематическая схема ба-
лансирного станка-качалки с ротор-
ным уравновешиванием
Если в уравновешенном станке-качалке ЛВ=ЛН, то, прирав-
няв правые части уравнений, получим
Поскольку в реальных станках-качалках груз в точке В не
устанавливают, то с учетом различных длин плеч балансира вес
уравновешивающего груза будет равен
Описанный способ уравновешивания называется балансир-
ным. Он прост, но его основным недостатком является появле-
ние дополнительных инерционных сил, обусловленных наличием
массы груза G. Инерционные силы отрицательно сказываются
на работе всех деталей установки. Этого недостатка нет у ро-
торного способа уравновешивания (рис. 1.48). Уравновешиваю-
86
щий груз GP монтируют на кривошипе. При ходе штанг вверх
и вниз работа двигателя будет равна
Приравняв правые части уравнений, получим (полагая, что
а = Ь)
Но S = 2r, тогда
а с учетом различной длины
плеч балансира
В этом случае уравнове-
шивание обеспечивается пере-
мещением грузов по криво-
Pui
Рис. 1.49. Кинематическая схема
балансирного станка-качалки с ком-
бинированным уравновешиванием
ра-
шипу, т. е. изменением
диуса /?:
а г
При роторном уравновешивании инерционные усилия, возни-
кающие при движении грузов, воспринимаются только подшип-
никами кривошипного вала и при его постоянной угловой ско-
рости вращения не передаются на другие детали установки.
При комбинированном уравновешивании на балансире уста-
навливают уравновешивающий груз G (рис. 1.49).
Вес груза на роторе определяется следующим образом:
При ходе штанг вверх и вниз работа, затрачиваемая двига-
телем, равна
Л в — (Р шт + Р ж)	GS$ Gp*2R\
Лн = —Ршт5а + GSg + Gp • 27?,
где Sa — перемещение точки подвеса штанг; S& — перемещение
центра тяжести груза на балансире по вертикали.
Определим груз Gp, задавшись весом груза G. Для этого,
приравняв правые части уравнений, получим
StG
2R
87
Но
тогда получим
Ж \	& Q
2 /	bR
Комбинированное уравновешивание применяют в основном
на средних по мощности станках-качалках, где использование
балансирного уравновешивания привело бы к появлению значи-
тельных сил инерции от противовеса.
Уравновешенность установки контролируют замером тока
электродвигателя, максимальные значения которого при ходе
штанг вверх и вниз должны быть одинаковыми.
§ 30. ОПРЕДЕЛЕНИЕ УСИЛИЙ В ШАТУНЕ ПРИ РАЗЛИЧНЫХ
СПОСОБАХ УРАВНОВЕШИВАНИЯ
При расчете будем пользоваться элементарной теорией, при-
нимая отклонение шатуна от вертикали равным нулю.
Запишем уравнение моментов сил, действующих на балан-
сир, относительно точки 0 при балансирном уравновешивании
во время хода штанг вверх (см. рис. 1.48)
РqCL РGgC “1“	0,
где G/6 — инерционное усилие.
Силами трения, силами тяжести деталей установки прене-
брегаем. Тогда
b	ь ь
Подставив значения сил, получим
Рж \ a сс
2 / с g bb
Преобразовав это выражение, имеем
так как a>B = co2rcosa, то полученное выражение можно записать
88
При движении штанг вниз уравнение моментов относительно
точки 0 будет следующим
Р aQ. — Р шат^ G6C G((fi — 0,
эткуда
Ршат = Ра-Г-Об-^ + Ог’б“--
b b	о
Подставив значения сил, получим
шат — . * шт
b
После сокращения и замены wB имеем
cosa
При роторном уравновешивании уравнение моментов сил,
действующих на балансир относительно точки 0, будет (см.
рис. 1.48)
Ш8Т
Подставив
чим
значения Ра и решив относительно РШат> полу-
щат
= Т- (Ршт + Рж 4- Pi).
О
Как и в расчетах для балансирного уравновешивания
cosa.
Подставив значение Pi, получим
шат
а2 (О2/*
шт ——-соза.
о2 g
Для хода штанг вниз аналогично
t
Р шат
Р
х шт
cosa.
При комбинированном уравновешивании (см. рис. 1.49) урав-
нение моментов сил, действующих на балансир при ходе штанг
зверх, будет иметь вид
Paa—PwaTb—G6c + Gi6c = О,
где Gi6 — сила инерции противовеса, действующая на балансир.
Подставив значение Ра, получим
Ршат — (Ршт “F Рж + Pi)
—G6 —+ Сб
СС
— cosa.
bb
а
89
Заменив значения Pi, имеем
шт
Ь2
с2
Ь2
cos а.
При ходе штанг
пишем
для усилия в шатуне-за-
вниз аналогично
cos а.
Для более удобного пользования формулами, описываю-
щими закономерность изменения усилий в шатунах при различ-
ных способах уравновешивания, целесообразно представить их
в виде двух компонентов — статического и динамического.
При ходе вверх и вниз статическая сила не изменяется, а ди-
намическая зависит от величины cos а.
В общем виде усилия в шатуне могут быть описаны фор-
мулами:
при ходе штанг вверх PmaT = ^i + c2cos а;
при ходе штанг вниз Лпат = С1 + c2cosa.
Усилие в шатуне установки при балансирном уравновешива-
нии при ходе штанг вверх растягивающее, а при ходе штанг
вниз — сжимающее, в установках с роторным и комбинирован-
ным уравновешиванием усилия в шатуне при ходе штанг вверх
и вниз растягивающие.
Необходимо иметь в виду, что станок-качалка имеет два ша-
туна и все найденные усилия в шатуне при ходе штанг вверх
и вниз являются суммарными для обоих шатунов.
§ 31. ТАНГЕНЦИАЛЬНЫЕ УСИЛИЯ НА ПАЛЬЦЕ КРИВОШИПА
При балансирном уравновешивании (см. рис. 1.47) усилие
Лпат, действующее вдоль шатуна, можно разложить на две со-
ставляющие: нормальную N и тангенциальную Т. Нормальная
составляющая воспринимается подшипниками кривошипа вала
и на вращающий момент влияния не оказывает:
N = PmaTcosa.
Тангенциальная сила определяет вращающий момент, необ-
ходимый для вращения вала с постоянной угловой скоростью,
Т = Ршат Sin а.
Подставив значение силы РШат, получим для хода вверх
Тъ = (<ав + с2в cos a) sin а = с1в sin а +	sin 2а,
Л
для хода вниз
Ти = (<?щ + Сан cos a) sin а = c1H sin а + -22- sin 2а.
90
Определим графически максимальную тангенциальную силу.
График (рис. 1.50) является суммой двух синусоид: Cisin <р —
характеризует изменение статических сил за оборот кривошипа
и c2sin 2<р — изменение динамических сил. Из графика видно,
что максимальное усилие достигается в двух случаях, при поло-
жении кривошипа, соответствую-
щем углу (pi = 45—60° и углу ф2=
= 225—240°.
Рис. 1.50. Диаграмма усилий
на пальце кривошипа
§ 32. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО
ДЕЙСТВИЯ СКВАЖИННОЙ
НАСОСНОЙ УСТАНОВКИ
К. п. д. установки определяется
произведением к. п. д. ее основных
элементов и зависит от потерь энер-
гии в них. Определение потерь в
общем виде весьма сложно, так как
йни изменяются в зависимости от
режима . работы скважин, степени
изношенности оборудования, кроме
того на них существенно влияют
тругие факторы, усложняющие условия эксплуатации ШСНУ.
К.п.д. подземной части установки характеризует потери энер-
гии между поверхностью и глубинным насосом;
к.п.д. скважинного насоса обусловлен коэффициентами на-
полнения г|н и гидравлическим %, зависящими от утечек в кла-
панах и паре плунжер — цилиндр;
к.п.д. колонны штанг и труб обусловлен механическими по-
терями при трении, потерями энергии при деформации штанг
и труб, гидравлическим сопротивлением штанг и труб течению
жидкости;
к.п.д. наземной части установки обусловлен потерями
в станке-качалке (потери в клиноременной передаче, редукторе,
подшипниках, канатной подвеске), а также потерями на трение
полированной штанги в устьевом сальнике.
Ориентировочные значения к. п. д. отдельных систем
Скважинный насос (суммарный к. п. д.)...........0,70—0,75
Колонна труб и штанг ...........................0,8—0,9
Балансирный станок-качалка:
современной конструкции.........................0,7—0,8
старой конструкции ............................. 0,5
Таким образом, общий к.п.д. установки составляет0,4—0,55
но может быть и ниже (при изношенности подземного оборудо-
вания).
91
Нижний допустимый предел к.п.д. принимается равным 0,35.
Уменьшение к.п.д. ниже указанного предела свидетельствует
о необходимости ремонта.
§ 33. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЯ СТАНКА-КАЧАЛКИ
Для приведения в действие балансирного станка-качалки
приводной двигатель должен обеспечить создание на кривошип-
ном валу редуктора момента Л/Кр = Тг. Эффективная мощность
станка-качалки
^эф-=Л1Кр<о = 7’по.
При постоянстве угловой скорости со и радиуса кривошипа г
мощность за время полного оборота кривошипа будет опреде-
ляться по тому же закону, что и тангенциальное усилие.
Эффективная мощность станка-качалки определяется, ис-
ходя из среднего квадратического значения крутящего момента
что с учетом формулы
Т ~ сг sin а +
sin 2а,
выведенной ранее для тангенциальных усилий, можно записать
как
Согласно формуле, разработанной в АзИНМАШе, мощность
электродвигателя уравновешенной установки равна
N3=l,7kokadlHSn.lO^ + No,
где ko — коэффициент относительной формы кривой вращаю-
щего момента на валу двигателя, 1,11—£0=£ф/1,11; k&— попра-
вочный коэффициент, зависящий от отношения истинного про-
бега плунжера к длине хода устьевого штока; dH — диаметр
плунжера скважинного насоса, мм; S — длина хода устьевого
штока, м; п — число качаний, мин~1; No— постоянные потери
мощности в станке-качалке, не зависящие от нагрузки (потери
«холостого хода»).
Для определения точного значения мощности двигателя
строят нагрузочные диаграммы, характеризующие изменение
92
мгновенной мощности в течение двойного хода. На их основе
методом эквивалентного тока или мощности определяют необ-
ходимую номинальную мощность двигателя по условиям на-
грева. Выбранный двигатель должен быть проверен по условию
пуска и условию преодолевания пиковой нагрузки.
Двигатели с кратностью начального пускового момента по
отношению к номинальному, равному не менее 1,8—2,0, могут
использоваться для привода станков-качалок. При хорошем
уравновешивании установок кратность максимального момента
?: номинальному с учетом перегрузок и возможности понижения
напряжения в сети должна составлять 2,1—2,3.
В качестве привода балансирных станков-качалок наиболее
часто используются двигатели закрытого обдуваемого исполне-
ния единой серии с повышенным пусковым моментом АОП и
новой серии АОП2.
Продифференцировав и подставив пределы, получим
Мощность двигателя для приведения в действие станка-ка-
чалки определяется по формуле
~ Nэф/'Пу,
где цу — к. п. д. наземной части установки.
Применение этой формулы, основанной на элементарной тео-
рии, возможно лишь для скважин с небольшой глубиной под-
вески насоса при работе с малым числом двойных качаний.
Для определения мощности установок с большой глубиной
тодвески и значительным числом ходов можно пользоваться
формулой Д. В. Ефремова
N ---- jd%„SnyH (-|- ф,
V ЧнПск	/
где РПл — диаметр плунжера; S — длина хода полированного
дггока; п — число двойных качаний в минуту; у — удельный вес
откачиваемой жидкости; Н — высота подъема жидкости; г)н —
п. д. насоса; t]CK — к. п. д. станка-качалки; г|— коэффициент
додачи; k — коэффициент, учитывающий степень уравновешен-
ности станка-качалки (6=1,2 для уравновешенной и 6=3,4 для
неуравновешенной).
§ 34. ВЫБОР ОБОРУДОВАНИЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ
РАБОТЫ УСТАНОВКИ
Выбор оборудования для эксплуатации скважин заключа-
ется в подборе пяти основных элементов установки: скважин-
ного насоса, колонны труб, колонны штанг, станка-качалки и
электродвигателя.
93
Полное использование этого комплекта оборудования воз-
можно только при работе всех его элементов при нагрузках,
близких к номинальным, что требует их тщательного подбора.
Критерием правильности выбора оборудования является одина-
ковая нагруженность всех его элементов, а также высокий
к. п. д. установки в целом. Основными исходными параметрами
при выборе оборудования являются ожидаемый отбор жидко-
сти и высота ее подъема. Кроме того необходимо учитывать на-
личие песка, содержание воды, химически активных компонен-
тов, газа и т. д. Максимальное значение отбираемой из скважин
жидкости определяется допустимой депрессией и коэффициен-
том продуктивности, установленными по результатам исследо-
вания скважин.
Выбор оборудования можно разделить на пять этапов.
Первый этап — выбор насоса. Задаваясь его подачей,
определяют с учетом коэффициента наполнения, равного 0,8,
его диаметр при различных сочетаниях длин ходов и числа двой-
ных качаний п. Последние определяют по паспорту станка-ка-
чалки, если он уже установлен на скважине, либо назначают
с учетом параметров балансирных станков-качалок.
При этом необходимо стремиться к возможно большей длине
хода плунжера насоса, так как это позволяет применять насос
меньшего диаметра (меньшие утечки и силы трения) и умень-
шает число циклов нагружения штанг (увеличение их долго-
вечности) .
Второй этап — подбор колонны штанг. Определив диа-
метр насоса, длину хода плунжера и число качаний, опреде-
ляют конструкцию колонны штанг, после чего подсчитывают
деформацию колонны.
Третий этап — выбор колонны труб. Трубы, как правило,
подбирают из конструктивных соображений, исходя из типа на-
соса— вставного или трубного. После чего их проверяют на
прочность. Желательно применять равнопрочные трубы с выса-
женными концами, обеспечивающие максимальную глубину
спуска насоса. Подобрав колонну труб, определяют ее дефор-
мацию при работе насоса.
Четвертый этап — выбор станка-качалки. По результа-
там первых трех этапов определяют необходимую длину хода
точки подвеса штанг с учетом деформации штанг и труб,
а также максимальную нагрузку на полированный шток. На
основании этих данных подбирают станок-качалку, удовлетво-
ряющий требуемым параметрам. Если такого станка нет среди
применяемых моделей (например, длина получается завышен-
ной), повторяют первые два этапа, задаваясь маркой насоса,
обеспечивающего необходимую подачу.
Выбранный станок-качалка должен обладать некоторым за-
пасом максимальной величины нагрузки в точке подвеса штанг,
в длине хода и числе качаний, чтобы впоследствии при эксплуа-
94
тации скважин была возможность изменять их как в сторону
уменьшения, так и в сторону увеличения.
После выбора модели станка-качалки рассчитывают уравно-
вешивание и проверяют соответствие необходимого максималь-
ного крутящего момента паспортному его значению.
Тип наземной части установки определяется, исходя из усло-
вий ее работы. Балансирные станки-качалки с балансирным
725
100
75
0,^/сут
150
33
82
68
68
о
68
38
28
32
28
ООО
о о
ООО
о о
ООО
о о
О СЬ-ч
оШ
О (Х-Л) о
о о о о
ООО
о о о о
о
° ° 9 Я °
о о о
ООО
о о
о о
о о
о
32
28
о зоо т поп гооо гзоо зооо ззоо чоот^н
Рнс. 1.51. Диаграмма Адонина для выбора оборудования (базовые модели
станков-качалок)
о о
о о
о о
о о
о
о
о
о
о о
о о
ООО
-о-о-
ООО
о
о о
О Oz Y	*
0 ° обо
о о о
Зона станка и диаметр насоса 6 мм	Шифр станка	Число u качании 8 мин
	1ск=1,5=0,41=100	15
аш	ZCK=Z=0,6=ZS0	15
	3ск=3=0,15=400	15
	ЧСК=3=1,2 = 7ОО	15
	5ск=8 = 1,5=1500	15
	бСК= 6 4,14500	14
° ° ozr\o ° © ° ° (32) 0 о 0 0 ОХ-ЗЛ© о 0	7ск=114,5=4000	13
	8CK=1Z=3,5=8000	11
мем	0CK40=4,Z=1Z000	10
о	о
о о о о
О	о	о	о	о
о о о о
о	о	о	о	о
о о о о
о	о	о	о	о
о о о о
о
о
О	о
о о о о
о	о	о	о	о
о о о о
о	о	о	о	о
о о о о
о	о	о	о	о
о о о о
о	о	о	о	о
о о О о



о
о о
о
о о
о
уравновешиванием используют на мелких скважинах с неболь-
шим числом качаний. Наиболее универсальны установки с ро-
торным и комбинированным уравновешиванием.
Пятый этап — выбор приводного электродвигателя. Для
этого, зная тангенциальное усилие на пальце кривошипа, опре-
деляют мощность приводного двигателя, частота вращения вала
которого назначается исходя из передаточного отношения ре-
дуктора и клиноременной передачи.
Выбор оборудования и режимов работы по изложенной
выше методике — сложная и трудоемкая задача, для решения
которой А. Н. Адониным была составлена диаграмма (рис. 1.51).
Диаграмма дает возможность быстро подбирать оборудование
до заданным значениям дебита и высоты подъема жидкости.
95
Диаграммы построены на основе следующих исходных дан-
ных:
1)	плотность откачиваемой жидкости принята равной
900 кг/м3;
2)	динамический уровень находится у приема насоса;
3)	коэффициент наполнения насоса равен 0,85.
Сплошные ломаные линии указывают границы зон примене-
ния станка-качалки одного типа, а пунктирные — границы обла-
стей в этих зонах. Каждой зоне области соответствует насос
(плунжер) определенного диаметра в мм (на диаграмме пока-
зан цифрой в кружке).
При подборе оборудования насосной установки и режима его
работы сначала определяют тип станка-качалки и диаметр
плунжера скважинного насоса, которые находят пересечением
проекций дебита и глубины спуска насоса на осях Q и Н. Тип
насоса определяют в зависимости от глубины подвески. При
глубинах больше 1000 м следует применять вставные насосы.
Для определения числа качаний при заданной подаче насоса
и максимальной длине хода используют соотношение
»i = Qiftmax'Qmax»
где Птах — максимальное число качаний, установленное для
станка-качалки; Qmax — максимальная добыча, соответствую-
щая верхней границе поля данного насоса, м3/сут; Qi — задан-
ная добыча, м3/сут.
Глава II
ИНАМИЧЕСКИЕ НАСОСЫ
Динамические насосы широко применяются в самых различ-
ных технологических процессах, связанных с подъемом пласто-
вой жидкости, воздействием на призабойную зону пласта, транс-
портированием нефти и воды в системах поддержания пласто-
вого давления, в установках подготовки нефти для нефтепере-
рабатывающих предприятий и др. Наиболее эффективно исполь-
зование динамических насосов для перемещения значительных
объемов жидкости.
По сравнению с другими видами динамические насосы отли-
чаются простотой конструкции, высокой степенью унификации
узлов насосов одного типа, небольшими габаритными разме-
рами, низкой стоимостью. Преимущество динамичных насосов
заключается также в возможности непосредственного соедине-
ния валов насосов с валами электродвигателей, быстроходных
турбин и регулирования подачи насосов в широких пределах.
§ 1.	ВИДЫ ДИНАМИЧЕСКИХ НАСОСОВ, ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ
И ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ
Динамические насосы представляют собой насосы, в кото-
рых жидкость перемещается под силовым воздействием рабо-
чих органов на нее в камере, постоянно сообщающейся со вхо-
дом и выходом насоса.
В добыче нефти применяют динамические насосы двух ви-
дов: лопастные насосы и насосы трения. В первых жидкость пе-
ремещается в результате вращения лопастей. Во вторых пере-
мещение жидкости обусловлено силами трения.
Из лопастных насосов в добыче нефти применяют центро-
бежные и осевые насосы.
В центробежных насосах (ГОСТ 9366—80) жидкость пере-
мещается через рабочее колесо от центра к периферии: посту-
пает в патрубок 1, затем в рабочее колесо 2, состоящее из дис-
ков 3 и 4, между которыми расположены лопасти 7. Диск 4 со-
единен с валом ступицей 5 и шпонкой 6. Вращение вала пере-
дается рабочему колесу, в результате чего жидкость нагнета-
ется в отводящий канал 8, заканчивающийся диффузором 9
^рис. II.1). В рабочем колесе центробежного насоса лопасти
образуют каналы, направленные от оси насоса к его периферии.
Жидкость, проходя между лопастями, вращается ими и под дей-
ствием центробежных сил выбрасывается в неподвижный пери-
ферийный канал 8 для плавного ее отвода и направления в диф-
♦ 3ах»1 Лё 2119
97
фузор. Диффузор — расширяющийся патрубок, в котором ско-
рость жидкости снижается, а ее давление еще более увеличи-
вается. Вследствие движения жидкости от оси к периферии ра-
бочего колеса у его входа (около вала насоса) создается об-
ласть пониженного давления. В результате этого происходит
постоянный приток жидкости к рабочему колесу.
В осевом насосе (ГОСТ 9366—80) жидкость перемещается
через рабочее колесо в направлении его оси. Лопасти образуют
каналы, направленные вдоль оси насоса. Жидкость движется
под воздействием вращающихся лопастей (рис. II.2).
Рис. II. 1. Центробежный насос
Рис. II.2. Осевой насос
При определенной скорости движения лопастей 1 их сила
воздействия на жидкость преодолевает действие силы тяжести
жидкости и силы сопротивления движению ее в каналах. В ре-
зультате жидкость поступает в неподвижный направляющий
аппарат 2, в котором устраняется вращательное движение жид-
кости и за счет этого обеспечивается увеличение давления.
Из насосов трения применяется вихревой насос (ГОСТ
10392—80Е), в котором жидкая среда перемещается по перифе-
рии рабочего колеса в тангенциальном направлении.
В насосе лопастями создается вихревое движение жидкости
(рис. П.З, сечение а — а). Канал 2 размещен в корпусе насоса,
а канал 1 образуется лопастями рабочего колеса. Лопасть про-
двигает жидкость по окружности и в то же время центробежная
сила отбрасывает ее к периферии. У внешней части лопастей
жидкость выходит в канал и перемешивается с жидкостью, на-
ходящейся там. В канале смесь движется по винтовой линии,
приближаясь к оси, и снова попадает в полость между лопа-
стями, таким образом многократно получая приращение энер-
гии и двигаясь от всасывающего патрубка к напорному.
98
частоты вращения валов и
Рис. П.З. Вихревой насос
Вихревые насосы отличаются от центробежных и осевых
способностью самовсасывания, т. е. отбора жидкости насосом
с уровня, расположенного ниже установки насоса, без предва-
рительного заполнения жидкостью всасывающей линии. По-
этому вихревые насосы лучше других приспособлены для пере-
качки жидкости с газом. Для этой же цели служат насосы, со-
зданные на основе описанных. Например, центробежные насосы
могут иметь со стороны всасывающей линии рабочее колесо,
применяемое в вихревом на-сосе.
Области применения рассмотренных насосов различны. Если
их сравнить при условии одинаковой
равных ширине и внешнем диамет-
ре их рабочих колес, получим сле-
дующие результаты. Область при-
менения осевого насоса — большая
подача при небольшом напоре, цен-
тробежного насоса — средние по-
дачи и напоры, вихревого насоса —
большой напор при небольшой по-
даче.
Насосы отличаются друг от дру-
га компоновкой узлов, конструк-
тивными особенностями, поэтому
их классифицируют по многим
признакам:
по направлению оси расположе-
ния вала — горизонтальный и вертикальный;
по расположению рабочих органов и конструкции опор —
консольный и моноблочный, с выносными и внутренними опо-
рами;
по расположению входа в насос — с боковым и с осевым вхо-
дом, с двусторонним входом;
по числу ступеней и потоков — одноступенчатый, двуступен-
чатый, многоступенчатый (жидкость перемещается последова-
тельно рабочими колесами), однопоточный, двухпоточный, мно-
гопоточный (жидкость подается через несколько отводов);
по конструкции и виду разъема корпуса — секционный, с тор-
цевым и с осевым разъемом, двухкорпусный с защитным кор-
пусом, футерованный;
по расположению насоса — погружной, скважинный, с транс-
миссионным валом;
по требованию эксплуатации — обратимый, реверсивный, ре-
гулируемый, дозировочный, ручной;
по условиям всасывания — самовсасывающий, с предвклю-
ченной ступенью, с предвключенным колесом;
по взаимодействию насоса с окружающей средой — герметич-
ный, взрывозащищенный, малошумный, маломагнитный, ударо-
стойкий;
4'
99
по необходимости поддержания температуры подаваемой
среды — обогреваемый, охлаждаемый;
по месту установки насоса — стационарный, передвижной,
встроенный.
По конструктивным признакам классифицируются также и
насосные агрегаты, состоящие из одного или нескольких насосов
и приводящего двигателя, соединенных между собой:
по роду привода — электронасосный, турбонасосный, дизель-
насосный, мотонасосный, гидроприводной, пневмоприводной;
по требованию эксплуатации — регулируемый дозировочный,
синхродозировочный;
по конструктивному объединению насоса с приводом — элек-
тронасос, турбонасос, паровой насос, гидроприводной насос,
пневмонасос.
Определения, подробно раскрывающие существо конструк-
тивных особенностей классифицированных выше насосов и на-
сосных агрегатов, устанавливаются ГОСТ 17398—72.
Кроме того насосы классифицируются по области их приме-
нения в добыче нефти:
скважинные насосы для подъема из скважин нефти, воды;
погружные насосы для перекачки жидкостей из резервуаров
(насос располагается внутри резервуара под уровнем жидко-
сти); для отбора жидкости из земляных амбаров, водоемов; для
очистки территорий; для специальных целей (например, для
перекачки сжиженных газов);
насосы для транспортирования по промыслу жидкости, под-
нятой из скважин; для перемещения жидкостей в технологиче-
ских установках подготовки нефти и воды; для закачки воды
в нефтяные пласты; для подачи специальных реагентов в раз-
бопроводов и оборудования от коррозии).
§ 2.	ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ РАБОТЫ ЛОПАСТНОГО НАСОСА
Перемещение жидкости в лопастном насосе обусловлено ее
взаимодействием с рабочим колесом насоса. Жидкость в нем
движется относительно рабочего колеса и в то же время вместе
с ним совершает движение по окружности. Сумма относитель-
ного и окружного движения представляет собой абсолютное
движение жидкости, т. е. движение относительно неподвижных
частей насоса.
Рассмотрим векторную диаграмму скоростей, имеющую вид
треугольника и называемую поэтому треугольником _скоростей
(рис. П.4). Обозначив относительную скорость через w, окруж-
ную через и и абсолютную через с, получим геометрическую
сумму
c = w-\-u.	(П.1)
100
Уравнение (II.1) справедливо для любой точки потока жид-
кости в рабочем колесе. Составим уравнение (П.1) для входа
жидкости в рабочее колесо (рис. П.4, б) и для выхода из него
(рис. П.4,в). При этом индексом 1 обозначим параметры, отно-
сящиеся ко входу рабочего колеса, а индексом 2 — к выходу из
него.
Кроме того введем следующие обозначения: а — угол между
абсолютной с и окружной и скоростями жидкости; 0 — угол
между относительной скоростью w и противоположным направ-
лением окружной скорости и жидкости.
Абсолютная скорость раскладывается на радиальную ско-
рость сг, направленную по радиусу, и окружную скорость си,
совпадающую по направлению с окружной скоростью и.
Рис. П.4. Скорость жидкости в лопастном насосе
Радиальная составляющая абсолютной скорости
Cr ~ Qif F»
где — идеальная подача рабочего колеса насоса, включаю-
щая объемные потепи: F — плоша_дь_ пооходного сечения .кана-.
"лов“'рабочего колеса. Величина Qi одинакова для’ входного' и
выходного сечений каналов рабочего колеса.
Для упрощения будем считать, что рабочее колесо насоса
имеет бесконечно большое число тонких лопастей. Тогда траек-
тории движения частиц жидкости совпадают с формой лопасти.
Параметры, характеризующие движение жидкости в рабочем
колесе лопастного насоса с учетом указанного допущения, по-
мечаются индексом оо.
Для входного и выходного сечения канала рабочего колеса,
без учета толщины лопасти (см. рис. П.4)
Fioo = «Dife1;	(П.2)
F2oo = nD2b2.	(П.З)
Окружные составляющие абсолютной скорости на входе
з рабочее колесо и на выходе из него равны
С« Гоо = СГоо cos “i J	(п-4)
C«2=o = C2«COSa2ce-	(П-5)
101
Окружные скорости и для тех же сечений равны
«! =	= aRi,	(II .6)
«2 = nDzn = (oR2,	(II .7)
где n — частота вращения рабочего колеса; о)=2лп — угловая
скорость рабочего колеса.
Относительные скорости определяются как геометрические
разности
(П.8)
(П.9)
§ 3.	ОСНОВНОЕ УРАВНЕНИЕ ЛОПАСТНОГО НАСОСА
Зная скорость жидкости, можно определить приращение
энергии жидкости при ее прохождении через рабочее колесо.
По основному уравнению лопастного насоса, при выводе кото-
рого используется уравнение моментов количества движения.
Сущность последнего заключается в том, что изменение мо-
мента количества движения массы тела относительно какой-
либо координатной системы равно моменту действующей на
тело силы относительно той же системы.
Рассмотрим некоторое количество жидкости с массой т, ко-
торая движется со скоростью с. Количество движения пред-
ставляет собой вектор, величина которого равна произведению
массы жидкости на ее скорость, а направление совпадает с на-
правлением вектора скорости (рис. II.5,а). Спроектировав век-
тор количества движения на вектор направления, перпендику-
лярный к отрезку прямой, соединяющей точку 0 с центром тя-
жести G массы жидкости, и умножив величину проекции на
расстояние /?, получим момент количества движения массы
жидкости относительно точки О
L = тс cos	(НЛО)
Если на жидкость будет действовать сила, то в связи с изме-
нением скорости жидкости количество движения, а следова-
тельно, и момент количества движения массы жидкости изме-
нятся. Изменение момента количества движения в единицу вре-
мени равно моменту силы, приложенной к жидкости
dL/di - М.
Применим уравнение моментов количества движения к ус-
тановившемуся потоку жидкости в равномерно вращающемся
канале, образованном лопастями рабочего колеса насоса
(рис. II.5,б). Жидкость первоначально, в момент времени t за-
нимает объем, ограниченный поверхностями Л и В, а через про-
102
межуток времени dt перемещается в положение А'В'. Измене-
ние момента количества движения за это время
dL = L
А'В1
АВ*
Объем А'В' состоит из объемов А'А и АВ'. Поэтому момент
кэличества движения массы жидкости, заключенной в объеме
А'В'. равен сумме моментов количества движения масс жидко-
сти, заключенных в объемах А'А и АВ':
^А'Ве^АгА ^АВ'
При установившемся
движении жидкости с по-
стоянной скоростью с
момент количества дви-
жения массы жидкости,
з объеме АВ' в уравне-
нии для	(момент
времени t+dt) и в урав-
нении для £дв (момент
времени i) одинаков. По-
этому
Рис. II.5. Геометрическое построение
к выводу основного уравнения лопастного
насоса
^Д'Д ^вв*
Объем А'А равен объему жидкости, протекающей через по-
верхность А за время dt. т. е. Qdt, где Q — подача жидкости че-
рез поверхность А.
Поскольку жидкость практически не сжимается, объем В'В
равен объему А'А. Поэтому (см. рис. II.4, б, в; рис. II.5, б)
dL = pQdtc2<x> cos a2ooR2—pQdtci<x cos 04^ ==
— pQdt(r n R*—с ,
r’x	2 00	«loo '1/’
где p — плотность жидкости.
Изменение момента количества движения массы жидкости,
находящейся в канале, в единицу времени равно
dL
dt
2оо^2 CU 1оЛ)‘
Это изменение момента количества движения обусловлено
моментом силы Af, с которой лопасть действует на жидкость.
Пренебрегая силами трения, вследствие их незначительной
величины и с учетом того, что момент сил давления, действую-
щих на поверхностях А и В, равен нулю, так как эти силы рас-
103
положены в плоскости, проходящей через ось вращения ка-
нала, имеем
(П.П)
Полученное уравнение справедливо для любой точки рабо-
чего колеса, представляющего собой систему каналов. В этом
случае в уравнение вводятся объем жидкости, проходящей че-
рез колесо Qi, и момент сил, с которыми колесо воздействует на
находящуюся в нем жидкость. Умножим уравнение (11.11) на
угловую скорость рабочего колеса со. Произведение Afco пред-
ставляет собой работу колеса, или энергию, которую оно пере-
дает жидкости в единицу времени. Энергия, переданная единице
массы жидкости, называется теоретическим напором Нтж.
Масса жидкости, проходящей через колесо в единицу времени,
равна pgQi. Тогда мощность, передаваемая рабочим колесом
жидкости,
М® = р^Ятоо,	(П.12)
В правой части уравнения (П.11) после умножения на угло-
вую скорость ® могут быть выделены произведения Rz® и Ria,
равные соответственно окружным скоростям и2 и щ (см. фор-
мулы (П.6), (П.7)). Тогда
M® = pQ<(ce2oo«2-c„leou1).
Подставляя значение Ма из уравнения (И. 12), получим
= pQf (с„ 2ео«2—100«i),
откуда
Н ={с п и„—с , u,\/g.	(ПЛЗ)
ТОО \«2оо2 и loolyS	^**>*vZ
Таким образом, основное уравнение лопастного насоса
(11.13), известное под названием уравнения Эйлера, определяет
теоретический напор насоса Нт„ с бесконечным числом ло-
пастей.
Многие конструкции лопастных насосов предусматривают
такой подвод жидкости, при котором окружная составляющая
абсолютной скорости cui<x> равна нулю. Тогда уравнение (11.13)
принимает вид
(И-К) § *
§ 4. ВЛИЯНИЕ НА РАБОТУ НАСОСА ЕГО КОНСТРУКТИВНЫХ
ОСОБЕННОСТЕЙ
Влияние на напор насоса числа лопастей рабочего колеса
Для упрощения теоретических выводов о работе лопастного
насоса выше рассматривалось рабочее колесо с бесконечным
числом лопастей. В действительности же число лопастей у ра-
104
бочего колеса ограничено. Лопасти реального рабочего колеса
образуют ряд каналов определенной ширины, в результате чего
траектории движения частиц жидкости не повторяют форму ло-
пасти. Наблюдается неравномерность скоростей частиц жидко-
сти в поперечном сечении канала рабочего колеса, так как ее
частицы в канале под воздействием инерционных сил стремятся
сохранить при вращении колеса свое положение в пространстве.
Это можно представить себе на примере невязкой жидкости,
заключенной в сосуд, вращающийся вокруг точки 0 (рис. IL6,а).
Одинаковое направление стрелки N в четырех положениях со-
суда показывает, что любая частица жидкости сохраняет по-
Рис. II.6. Относительное движение жидкости в канале рабочего колеса:
Ль Л2, Аз, Л< —положение сосуда при вращении вокруг точки О

стоянное положение при вращении сосуда вследствие действия
инерционных сил.
Вместе с тем, из наблюдения за взаимным положением
стрелки N и точки А видно, что жидкость по отношению к со-
суду получает направление вращения, обратное вращению со-
суда вокруг точки 0. Похожее явление происходит и с жидко-
стью в канале рабочего колеса лопастного насоса. Здесь круго-
вое движение жидкости внутри канала (рис. 11.6,6, канал I)
накладывается на движение потока жидкости, проходящей че-
рез канал (рис. II.6, б, канал П), что дает реальную картину
потока в канале рабочего колеса.
Результирующий профиль скоростей жидкости (рис. П.6, б,
канал III) носит неравномерный характер — скорость увеличи-
вается у задней стороны лопасти, уменьшается у передней, и
поток жидкости отклоняется в направлении, противоположном
вращению рабочего колеса насоса. У входа в рабочее колесо
скорость кругового движения жидкости внутри канала Acui гео-
метрически складывается с относительной скоростью что
приводит к уменьшению последней до ил и увеличению угла Pi«,
до Pi (см. рис. II.4,б). У выхода из рабочего колеса скорость
105
кругового движения жидкости внутри канала Дси2 геометриче-
ски складывается с относительной скоростью а/2<», что приводит
к увеличению последней до w<± и уменьшению угла р2оо до р2
(см. рис. II.4, в). В результате изменяются треугольники скоро-
стей потока жидкости на входе в канал рабочего колеса и на
выходе из него (см. рис. 11.4,6, в).
С учетом формулы Стодолы — Майзеля
я sin ₽2оо
^«2“С«2оо	^2
(П.15)
где z— число лопастей, из уравнения (11.14) следует, что, по-
скольку Cu2<^u2«>, теоретический напор насоса с конечным чис-
лом лопастей Ят будет меньше, чем у идеального насоса с бес-
конечным числом лопастей Ятоо.
При этом теоретический напор насоса с конечным числом
лопастей Ят будет расти с уменьшением поперечного сечения
Рис. П.7. Влияние входного и выход-
ного угла лопасти рабочего колеса на
скорость жидкости
капала между лопастями
рабочего колеса или, что то
же самое, с увеличением
числа лопастей z и умень-
шением угла р2л между ло-
пастью и окружностью.
Входной угол лопасти
рабочего колеса
Входная часть лопасти
рабочего колеса всегда на-
правлена в сторону его вра-
щения (рис. II.7), т. е. угол
Pi<90°. Обычно угол Pi вы-
бирается в пределах 15—
25°. Тогда направление входной части лопасти рабочего колеса
будет наиболее близко к направлению относительной скорости
Wi. При этом обеспечивается безударный, с наименьшим сопро-
тивлением вход жидкости в канал рабочего колеса. В против-
ном случае происходит отрыв потока жидкости от лопасти ко-
леса, в результате чего в рабочем колесе наблюдается эрозий-
ный износ лопастей и гидравлические потери на входе в колесо
возрастают.
В результате опытных наблюдений было установлено, что
при увеличении угла pi на 3—8° поток жидкости также пе от-
рывается от лопасти, и при этом характеристика насоса улуч-
шается: повышается к. п. д. насоса, увеличивается вакууммет-
рическая высота всасывания.
Угол между направлениями относительной скорости Wi и
входной части лопасти называется углом атаки (рис. П.8)
8 = ₽и-₽1.
106
Толщина входной части лопасти обычно уменьшается при-
мерно в два раза на V4—Уз длины лопасти, ее кромка закругля-
ется, что улучшает условия обтекания входной кромки лопасти,
уменьшаются гидравлические потери на входе в рабочее колесо,
увеличивается вакуумметрическая высота всасывания насоса.
Следует помнить, что при уменьшении толщины входной части
лопасти необходимо учитывать износ лопасти при работе на-
соса.
Выходной угол лопасти рабочего колеса
Выходная часть лопасти рабочего колеса обычно направлена
в сторону, обратную вращению колеса (см. рис. II.7). Угол 02
изменяется в более широких пределах, чем угол 0ь Тем не ме-
Рис, II.8. Угол атаки Рис. П.9. Формы лопастей рабочих
колес
нее, наиболее часто выходной угол лопасти рабочего колеса вы-
бирается в пределах 17—28°. Это объясняется следующими при-
чинами.
Величина угла 02 в значительной степени влияет на напор
насоса. Например, рассмотрим три вида лопастей с углами
0з<90°, 02=90°, 02>9О° (рис. II.9). Треугольники скоростей для
этих трех случаев показывают, что при неизменной окружной
скорости U2 окружная составляющая абсолютной скорости cU2
растет с увеличением угла 02. Следовательно, растет и теорети-
ческий напор насоса (см. формулы (11.14), (11.15)). Несмотря
на повышение теоретического напора с увеличением угла 02,
в насосах применяют лопасти с углом 02 <90°. Это объясняется
тем. что укорочение и расширение канала между лопастями
приводит к увеличению гидравлических потерь;
повышение доли скоростного напора приводит к большим
гидравлическим потерям при преобразовании энергии жидкости
з пьезометрический напор в диффузорной части насоса.
С увеличением подачи насоса резко увеличивается мощ-
ность, что ухудшает условия работы приводящего двигателя.
107
Уменьшение проходного сечения канала между лопастями
рабочего колеса за счет толщины лопастей
Учитывая, что
Рис. П.10. Влияние
толщины лопасти
на скорость жид-
кости
Лопасти рабочего колеса имеют определенную толщину s:
входной части в окружном сечении — бх, в сечении, нормальном
к оси лопасти — si«0,5s (рис. 11.10). Реальная площадь сече-
ния каналов рабочего колеса при числе лопастей z
= nDibi—
бх ss Si/sin pi
получим выражение радиальной составляю-
щей абсолютной скорости жидкости
= Qi/inDi—z6j) b2 = QJnDibi яР1~-гб*..
Дробь в делителе представляет собой коэф-
фициент сужения потока жидкости на входе
в рабочее колесо
= (nDi—(IL16)
Тогда
Сп = Qif(П. 17)
Коэффициент сужения на входе в колесо
принимается обычно в пределах 0,75—0,88.
Сужение потока жидкости наблюдается на всей длине ка-
нала между лопастями и на выходе потока жидкости из канала
рабочего колеса. Коэффициент сужения потока и радиальная
составляющая абсолютной скорости жидкости на выходе из
колеса равны
ф2 = (л£)2—zb2)/nD2,	(11.18)
сг2 = С(/лО2&2ф2-	(11.19)
Окружные составляющие абсолютной скорости жидкости на
входе в рабочее колесо и на выходе из него не изменяются.
Движение потока жидкости во всасывающей
и нагнетательной частях лопастного насоса
Проточная часть центробежного насоса состоит из каналов
рабочего колеса, а также подвода и отвода насоса.
Подвод должен обеспечивать равномерное распределение
скоростей частиц потока жидкости на входе в рабочее колесо
с возможно меньшей закруткой потока. Тогда струйки жидко-
сти по всей окружности входа рабочего колеса поступают на
108
его лопасти, что исключает отрыв потока от лопасти и предот-
вращает дополнительные гидравлические потери. Подводы кон-
структивно выполняются в виде прямого сужающегося патруб-
ка-конфузора (см. рис. ПЛ), кольцевого канала постоянного се-
чения, расположенного по окружности входа в рабочее колесо и
соединенного со всасывающим патрубком насоса спирального
канала, расположенного по окружности входа в рабочее колесо.
Отвод должен обеспечивать восстановление равномерного
движения жидкости после прохождения ею рабочего колеса,
преобразовывать часть кинетической энергии потока в потен-
Рис. 11.11. Лопаточный отвод
ниальную энергию давления за счет уменьшения скорости
жидкости до рациональной величины. Рациональная величина
скорости жидкости после прохождения ею отвода должна выби-
раться с учетом потерь напора при движении жидкости в нагне-
тательной линии. Отвод одноступенчатых насосов в большин-
стве случаев выполняется в виде спирального канала с диффу-
зором (см. рис. IL1).
Кольцевой отвод представляет собой канал постоянного се-
чения, расположенный вокруг рабочего колеса и соединенный
с нагнетательным патрубком насоса.
В многоступенчатых и в некоторых одноступенчатых насосах
применяется лопаточный отвод (рис. П.11), на выходе рабочего
колеса которого поток жидкости направляется по нескольким
непрерывным спиральным каналам с диффузорами, образован-
ным лопатками направляющего аппарата. Угол лопатки при
входе в отвод определяется в соответствии с углом наклона век-
тора абсолютной скорости при выходе потока жидкости из ра-
бочего колеса. При этом должно учитываться изменение суже-
ния потока жидкости лопатками направляющего аппарата по
отношению к сужению потока в рабочем колесе насоса.
109
В многоступенчатых насосах лопаточный отвод переходит
в перепускной канал, подводящий жидкость к рабочему колесу
следующей ступени (см. рис. 11.11). Конструкция направляю-
щего аппарата и перепускного канала, также образованного
с помощью лопаток, должна обеспечивать плавное изменение
скорости жидкости. На начальном участке перепускного канала
возможно продолжение преобразования кинетической энергии
потока в потенциальную энергию давления. Конструкция заклю-
чительного участка перепускного канала должна обеспечивать
выполнение требований к подводу насоса, в частности обеспе-
чивать минимальную закрутку потока жидкости. Для этого на-
правление выходных частей лопаток, образующих перепускной
канал, принимают по возможности близким к радиальному.
§ 5.	МОЩНОСТЬ, К. П. Д., НАПОР И ПОДАЧА ЛОПАСТНОГО НАСОСА
Полезная мощность лопастного насоса равна
Nu = HgpQ,	(11.20)
где Н и Q соответственно действительные напор и подача ло-
пастного насоса, в отличие от их теоретических значений (см.
§2, §3).
Мощность, потребляемая лопастным насосом, включает по-
тери мощности в насосе и зависит, в частности, от к. п. д. на-
соса п
N = ад = tfgpQ/vi.	(11.21)
Потери мощности в лопастном насосе слагаются из механи-
ческих потерь, потерь на дисковое трение, объемных и гидрав-
лических потерь.
Таким образом, к. п. д. лопастного насоса равен произведе-
нию четырех к. п. д., соответствующих указанным потерям,
Л = ПмЛдПоПг-	(11.22)
Механические потери мощности происходят в местах тре-
ния— в опорах (радиальных и осевых), у ступиц рабочих ко-
лес, в уплотнениях насоса и зависят от конкретной конструкции,
типоразмера и качества изготовления узла, в котором происхо-
дит трение. Теряемая при этом мощность NM определяется по
зависимостям, приведенным в курсах деталей машин. Механи-
ческий к. п. д. насоса равен
^ = Nn/(Nn + NM).	(П.23)
Механический к. п. д. лопастных насосов изменяется в пре-
делах от 0,90 до 0,98.
Потери мощности на дисковое трение происходят в резуль-
тате взаимодействия потока жидкости с внешними поверхно-
стями дисков рабочих колес, а также разгрузочной пяты. Ре-
110
комендуется следующая эмпирическая зависимость для опреде-
ления потерь на дисковое трение обеих сторон рабочего колеса:
Nn = Kpu^Dl,
где К— опытный
коэффициент.
ШИ
Для турбулентного
течения
жидкости в полости, расположенной между диском рабочего ко-
леса и направляющим аппаратом, JC ~ 0,0275/Re1.
Коэффициент К может быть определен также по графику.
Потери мощности на дисковое трение зависят от величины за-
зора между диском рабочего колеса и направляющим аппара-
том, от шероховатости поверхностей, от температуры перекачи-
ваемой жидкости.
Дисковый к. п. д. насоса равен
^-Nn/(Nn + NJ.
(П.24)
Дисковый к. п. д. лопастных насосов изменяется в пределах
от 0,85 до 0,95.
К потерям мощности на дисковое трение относятся также
потери, существующие при малых подачах насосов, когда про-
исходит рециркуляция потока жидкости па входе в каналы ра-
бочего колеса и на выходе из них. Часть жидкости, вошедшей
в канал рабочего колеса, попадает обратно из канала в сторону
всасывания. Подобное явление происходит и на выходе рабо-
чего колеса. Таким образом, возникает циркуляция жидкости
при всасывании и нагнетании, что приводит к потерям мощ-
ности.
Объемные потери мощности обусловлены утечками через уп-
лотнения рабочего колеса в уплотнениях вала насоса, в разгру-
зочной пяте и т. д. Объемные потери определяются в основном
конструктивными особенностями уплотнений насоса, правиль-
ной их эксплуатацией.
Объемный к. п. д. насоса равен
T|o-Q/Qf = Q/(Q + 2g),	(П.25)
где Zq— сумма всех утечек жидкости.
Объемный к. п. д. лопастных насосов изменяется в пределах
от 0,85 до 0,98.
Гидравлические потери мощности происходят в результате
преодоления сопротивлений в подводе, рабочем колесе и отводе
при движении жидкости через насос. Гидравлические потери
определяются в основном потерями па трение в рабочем колесе
и корпусе насоса, зависящими от их конструкции и качества из-
готовления.
Гидравлический к. п. д. насоса равен
Пг-Я/(Я+2^п)>	(П.26)
где Zftn — сумма потерь напора в насосе на преодоление гид-
равлических сопротивлений.
111
Гидравлический к. п. д. лопастных насосов изменяется
в пределах от 0,70 до 0,95.
К- п. д. лопастных насосов, с учетом рассмотренных выше
механического, дискового, объемного и гидравлического к. п. д.,
изменяется в пределах от 0,45 до 0,86. Максимальное значение
к. п. д. достигает 0,89 у наиболее мощных нефтяных центробеж-
ных магистральных насосов.
Приведем зависимости напора и подачи насоса от скоростей
жидкости в рабочем колесе, размеров колеса и к. п. д.
Напор рабочего колеса лопастного насоса
гг __
g
При незначительных скоростях жидкости на входе в рабочее
колесо
Пг.	(П.27)
g
где
6^2 ”— ^2 COS 0^2 >
«2 = 2,78 • 10-4nD2n.
Используя эти формулы, введя коэффициент k, К. Пфлейде-
рер [6] предложил упрощенную зависимость для ориентировоч-
ного определения напора рабочего колеса лопастного насоса
tf==2,78-10~WDi.
Коэффициент k зависит от выходного угла лопасти р2,
также от отношения скоростей ——.
ut
К. Пфлейдерер приводит следующие средние (для различ-
ных конструктивных исполнений насоса) значения коэффици-
ента k:
₽2	20°	40°	65°
k	0,9	1,1	1,2
При точном определении напора лопастного насоса приме-
няются более сложные расчеты.
Подача лопастного насоса с одним рабочим колесом
Q = CnnDzbz^o,	(11.28)
где
Сг2 = сг sin а,.
§ 6.	УРАВНОВЕШИВАНИЕ ОСЕВОГО ДАВЛЕНИЯ
Давление жидкости, находящейся в каналах рабочего ко-
леса, на его внутренние стороны дисков практически уравнове-
шено и не вызывает возникновения осевого давления. Давление
112
жидкости на наружные стороны дисков рабочего колеса раз-
лично (рис. 11.12,а). Вследствие вращения дисков и относи-
тельно малого зазора между ними и корпусом насоса давление
жидкости на наружные стороны дисков рабочего колеса умень-
шается от сечения диаметром D2 к сечению диаметром Di. При
Рис. И. 12. Эпюра осевых сил. Схемы уменьшения осевых сил, действующих
на вал
Л Всасывания
л
этом в области от до £>i давления на диски рабочего колеса
равны. Следует отметить, что давления в этой области могут
различаться при неодинаковых зазорах между дисками рабо-
чего колеса и корпусом насоса. Тогда в результате разности
давлений возникает осевое давление. Кроме того в области от
Di до Db давление жидкости на диск со стороны всасывания
(передний диск) меньше давления на задний диск. Разность
этих давлений также приводит к возникновению осевого давле-
ная, направленного обычно в сторону всасывания.
113
Необходимо учитывать, что при определенных режимах ра-
боты насоса существенной величины достигает давление струи
жидкости, входящей в колесо. Тогда осевое давление может
быть направлено в сторону нагнетания.
Для устранения или уменьшения осевого давления приме-
няются различные способы. Лопатки 1 (рис. 11.12,б), располо-
женные на заднем диске, уменьшают осевое давление, направ-
ленное в сторону всасывания. Отверстия в рабочем колесе и
уплотнение на нем со стороны нагнетания (рис. 11.12, в) урав-
нивают давление на поверхностях Л. Взаимно противоположное
расположение рабочих колес (рис. 11.12, г) и разгрузочная пята
3 (рис. 11.12,д), отжимаемая вправо давлением в камере 1
(камера 2 соединена со всасыванием насоса), уменьшают осе-
вое давление. Для снижения осевого давления применяют также
двусторонний подвод жидкости к рабочему колесу, рабочие ко-
леса с дисками различного диаметра (увеличивают диаметр пе-
реднего диска или уменьшают диаметр заднего диска).
§ 7.	ХАРАКТЕРИСТИКА ЛОПАСТНОГО НАСОСА
Размеры рабочего колеса, входной и выходной углы лопасти
колеса, конструкции подвода и отвода жидкости в насосе и т. д.
выбираются для конкретных значений подачи и напора лопаст-
ного насоса. Однако часто на практике режим работы насоса,
обеспечивающий заданные технические показатели (номиналь-
ный режим насоса), нарушается: насос применяется для других
подачи и напора. При этом изменяются потери мощности в ло-
пастном насосе, его к. п. д. Характеристика лопастного насоса
(рис. 11.13) графически отображает зависимость напора Я,
мощности N. и к. п. д. т] насоса от его подачи Q при постоянных
частоте вращения вала, вязкости и плотности перекачиваемой
жидкости на входе в насос.
Зона Qi—Q2, в пределах которой рекомендуется эксплуата-
ция, называется рабочей частью характеристики насоса. Режим
работы насоса при максимальном к. п. д. называется оптималь-
ным (Qoht).
Теоретический напор насоса при условии бесконечно боль-
шого числа лопастей Ятоо, определяемый по формуле (11.14), из-
меняется линейно в зависимости от подачи Q. Действительно,
с изменением подачи меняется только скорость cU2<», прямо про-
порциональная объему жидкости, проходящему через каналы
рабочего колеса. Поэтому напор Z/Too как функция от подачи
представляется прямой линией.
Действительный напор насоса Н уменьшается по сравнению
с теоретическим напором Ятоо, что обусловлено его потерями
в связи с конечным числом допастей (на рис. 11.13, зона 7), по-
терями в каналах рабочего колеса (зона 2) и потерями в под-
воде, перепускном канале и отводе (зона 3).
114
Изменение к. п. д. ц и мощности N вызвано изменением по-
терь в насосе при различном объеме проходящей через каналы
рабочего колеса жидкости.
Напор насоса обычно максимален, когда задвижка на нагне-
тательной линии закрыта, т. е. отсутствует подача насоса (ре-
жим «закрытой задвижки»). У некоторых лопастных насосов
наибольший напор может не совпадать с нулевой подачей
(см. рис. 11.13, пунктирная линия). Здесь, в области малых по-
дач работа насоса будет неустойчивой, так как его напор не оп-
ределяет однозначно объем перекачиваемой жидкости (при од-
ном и том же напоре может
быть подача большая и
меньшая).
Вместе с тем, нулевому
напору насоса всегда соот-
ветствуют нулевой к. п. д. и
максимальная подача на-
соса. При этом какие-либо
сопротивления движению
жидкости после выхода ее
из насоса отсутствуют.
При нулевой подаче в на-
сосе существуют дисковые,
механические и объемные
потери, при нулевом напоре
к ним добавляются гидрав-
лические потери мощности.
Рис. 11.13. Характеристика лопастного
насоса
Построение характеристики лопастного насоса
с применением теории подобия
Теоретические исследования и экспериментальное изучение
работы лопастного насоса позволили установить определенные
зависимости основных технических показателей (подачи, на-
пора, мощности, к. п. д.) некоторых насосов.
Применяя эти зависимости, можно построить характеристику
одного насоса при условии, что известна характеристика дру-
гого, отличного по размерам от первого.
Зависимости, связывающие основные технические показа-
тели отдельных насосов, называются критериями подобия, или
безразмерными комплексами.
Критерии подобия распространяются только на насосы, у ко-
торых соблюдается геометрическое подобие (подобие основных
размеров, величин зазоров, шероховатости каналов и т. д.), ки-
нематическое подобие (подобие треугольников скоростей) и ди-
намическое подобие при равенстве критерия Рейнольдса (Re).
Подобие насосов имеет важное практическое значение, так
как сложность рабочего процесса лопастного насоса не позво-
115
ляет, основываясь лишь на теоретических положениях, по-
строить точную характеристику вновь запроектированного на-
соса или по заданной характеристике точно запроектировать на-
сос. На практике при разработке насоса проводятся трудоемкие
экспериментальные доводочные работы с внесением изменений
в конструкцию рабочего колеса и других узлов насоса. Исполь-
зование зависимостей подобия насосов позволяет сократить
объем доводочных работ. При разработке насосов с большой
мощностью и значительными габаритными размерами экспери-
менты выполняются на небольшой модели, в которой соблю-
дены условия подобия. Аналогично при разработке нового на-
соса или типоразмерного ряда насосов используются резуль-
таты, полученные при испытании другого насоса, отвечающего
требованиям подобия.
Зависимости, используемые при расчете основных техниче-
ских показателей насоса, определяются исходя из условий подо-
бия насоса.
Так, кинематическое подобие выполняется в случае пропор-
циональности средней абсолютной скорости с жидкости на
входе в рабочее колесо или на выходе из него соответствующей
окружной скорости и, т. е.
где индексом «и» обозначены величины, относящиеся к вновь
проектируемому, а индексом «м» — к модельному насосам.
Скорость с равна подаче насоса, деленной на площадь попе-
речного сечения потока жидкости, которая пропорциональна
квадрату диаметра рабочего колеса.
Тогда
Сн _ Qa/Fn __	.
QmIFk
н
Отношение окружных скоростей
_ ПРНПН __
км ЯИМПМ ^млм
Тогда

QmD2 ОМЛМ ’
Qh __ Пн / Рн V
Qm > Им \ Рм /
Для внешнего диаметра рабочего колеса насоса £>2 получим
Qh __ Qm
лм^2м
(П.29)
116
Эта зависимость представляет собой один из безразмерных
комплексов, позволяющих построить характеристики подобных
насосов. Такой безразмерный комплекс называется коэффици-
ентом расхода <р
(f> = Q/nDt	(И.30)
Другие наиболее распространенные безразмерные ком-
плексы:

q = gH/n2I%,	(11.31)
коэффициент мощности
(II .32)
критерий Рейнольдса
Re = «2Wv;	(II.33)
♦
к. п. д. насоса
T)K = gtfpQ/tf;	(11.34)
коэффициенты быстроходности:
безразмерный
ns = п	(11.35)
размерный
ns — 6,08 -10-2nVQ/H3/4.	(11.36)
У подобных насосов комплексы ф, ф, g, Re т)к, п'* и п3 равны.
§ 8. КОЭФФИЦИЕНТ БЫСТРОХОДНОСТИ
При разработке нового лопастного насоса требуется из це-
лого ряда уже существующих выбрать подобный, который бу-
дет служить моделью при построении характеристики нового на-
соса на основании теории подобия. Исходными данными при
разработке насоса является подача Q, напор Я, в некоторых
случаях частота вращения вала насоса п. Такие параметры, как
диаметр рабочего колеса Я2 и мощность Я, до разработки на-
соса неизвестны. Поэтому при расчете могут быть использованы
не все приведенные критерии подобия (формулы (11.30) —
(11.36)), а лишь зависимости (11.35) и (11.36), определяющие
коэффициент быстроходности.
Таким образом подбирается ряд подобных насосов с таким
же значением коэффициента быстроходности, из которых затем
выбирается насос с оптимальным режимом, т. е. режимом ра-
боты при наибольшем к. п. д.
Коэффициент быстроходности неодинаков для различных ре-
жимов работы одного насоса, поэтому сравнение ведется по
117
коэффициентам, рассчитанным для оптимального режима. Кроме
того коэффициент быстроходности используется в качестве клас-
сификационного признака рабочих колес лопастных насосов.
В зависимости от величины коэффициента быстроходности ns
рабочие колеса подразделяются на центробежные, полуосевые и
осевые. Центробежные рабочие колеса в свою очередь подраз-
деляются на тихоходные (ns=0,8—1,3), нормальные (ns= 1,3—
Рис. 11.14. Показатели рабочих колес лопастных насосов
2,5) и быстроходные (ns=2,5—5,0). У полуосевых рабочих ко-
лес пв=5—10, у осевых ns—10—17.
Рабочие колеса различных типов характеризуются своими
определенными соотношениями внешнего диаметра Di и диа-
метра на входе потока жидкости Do. Для центробежных рабо-
чих колес DilD0=3,Q—1,4, для полуосевых колес Z>2//>o= 1,4—
0,9, для осевых DzlD0=0,8.
Анализ работы большого числа лопастных насосов при по-
даче ими воды показал, что в координатах —ф (формулы
(П.30) и (П.31)) через точки, соответствующие оптимальным
режимам, можно провести кривую линию, которая в логарифми-
ческой системе координат представляет собой ломаную линию
(рис. П.14). Кроме того на рис. II.14 для некоторых типов ра-
бочих колес показаны границы для коэффициентов быстроход-
ности, представляющие собой параллельные прямые, и соотно-
шения диаметров колес.
Таким образом, имея в качестве исходных данных для про-
ектирования подачу Q и напор Н, можно по коэффициенту бы-
118
строходности (формула (11.36)) определить тип рабочего ко-
леса и приблизительное соотношение его диаметров, т. е. вы-
брать подобный насос, а по коэффициентам <р и ф— внешний
диаметр рабочего колеса. Далее, используя показатели выбран-
ного подобного насоса проектируется новый, требуемый насос.
При проектировании лопастного насоса с применением теории
подобия объем доводочных работ резко сокращается.
§ 9.	ИЗМЕНЕНИЕ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ВАЛА НАСОСА
При изменении частоты вращения вала лопастного насоса
характеристика насоса может быть построена с использованием
критериев подобия. Учитывая, что геометрические параметры
Рис. 11.15. Характеристики насоса
::ри разной частоте вращения вала
«1=50 и «2=45 С”1
Рис. 11.16. Универсальная характе-
ристика насоса при изменении час-
тоты вращения вала
насоса постоянны и преобразуя зависимости (11.30), (11.31) и
(11.32), можно получить формулы для определения технических
показателей насоса при изменении частоты вращения вала
Qi/Q2 — nJ	(11.37)
Wi/Яо - (и^)2;	(11.38)
NJN2 -(Их/Пг)8.	(П.39)
Подача Q2 при новой частоте вращения вала определена из
формулы (11.37), напор (точка 2)—из (11.38), мощность
(точка 2') —из формулы (11.39), (рис. 11.15).
Отметим, что к. п. д. у подобных насосов, в частности при
имеющемся небольшом изменении частоты вращения вала на-
соса, равны. Поэтому точка 1" переносится по горизонтали
119
в точку 2”. Следует учесть, что при большом изменении ча-
стоты вращения вала насоса, к. п. д. насоса также меняется.
Аналогично определяются все точки характеристики насоса
при новой частоте вращения вала Построив характеристики
насоса для нескольких значений частоты вращения вала и со-
единив точки, соответствующие одинаковым значениям к. п. д.,
получим универсальную характеристику насоса при изменении
частоты вращения вала (рис. 11.16). Универсальная характери-
стика позволяет определить основные технические показатели
лопастного насоса для различных частот вращения вала на-
соса.
§ 10.	УМЕНЬШЕНИЕ ДИАМЕТРА РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Подача и напор лопастного насоса, как было показано
выше, зависят от внешнего диаметра рабочего колеса £>2. По-
этому для получения необходимых технических показателей на-
соса в практике применяется обточка рабочих колес по внеш-
нему диаметру. При уменьшении внешнего диаметра уменьша-
ется окружная скорость на выходе из рабочего колеса, что при-
водит к уменьшению напора насоса.
Уменьшение внешнего диаметра рабочего колеса с Z>2.i до
D2.2 ограничивается величиной к. п. д. насоса. При большом
уменьшении диаметра колеса к. п. д. насоса также уменьшается.
Рекомендуемые предельные величины обточки рабочего колеса
устанавливаются в зависимости от коэффициента быстроходно-
сти
Яз ..........
^2-1—
^21
Для этих значений
откуда
где
... 1	2	3
. . . 0,20 0,15 О,И
Q1/Q2 “	1^2 2>
= (D2 Ж2)2,
Нх = cQl
Г *
5	6	6
0,09 0,07 0,00
(11.40)
(П.41)
(11.42)
Режимы работы насоса, удовлетворяющие уравнению
(11.42), представляют собой параболы с вершиной в начале
координат (рис. П.17, а). Участки АВ и CD представляют
собой рабочие участки характеристики насоса, т. е. зоны, в пре-
делах которых рекомендуется его эксплуатация. Четырехуголь-
ник ABCD называется полем насоса и представляет собой ре-
120
командуемую область применения насоса по подаче и напору
при обточке рабочего колеса по внешнему диаметру.
В стандартах, технических условиях, каталогах часто дается
график, на котором располагаются поля нескольких насосов
(обычно в логарифмических координатах) (рис. 11.17, б), что
облегчает выбор насоса.
а
а
Q
Рис. 11.17. Рабочие поля характеристик
лопастных насосов
Для обточки рабочих колес также может быть построена
универсальная характеристика (рис. 11.17, в). При постоян-
ной частоте вращения она позволяет определить основные тех-
нические показатели лопастного насоса, соответствующие раз-
личным значениям внешнего диаметра рабочего колеса.
§ 11.	ВЛИЯНИЕ ПЛОТНОСТИ И ВЯЗКОСТИ ПЕРЕКАЧИВАЕМОЙ
ЖИДКОСТИ НА РАБОТУ НАСОСА
Центробежные насосы на нефтяных промыслах применяются
для подачи весьма разнообразных по своим физическим пока-
зателям жидкостей: сильно минерализованной воды (плотность
более 1000 кг/м3), сырой нефти и некоторых нефтепродуктов
121
(плотность менее 1000 кг/м3), но при этом с большой вяз-
костью.
Основные технические показатели любого насоса опреде-
ляются при работе его на воде с плотностью 1000 кг/м3 и вяз-
костью 0,01 см2/с и вносятся в техническую документацию на
насос. Поэтому при выборе и эксплуатации центробежного
насоса необходимо учитывать влияние плотности и вязкости
подаваемой жидкости на характеристику насоса.
Полезная мощность насоса и потери мощности (за исключе-
нием механических потерь в сальниках и опорах) изменяются
с изменением плотности подаваемой жидкости. С уменьшением
плотности жидкости уменьшается полезная мощность, вследст-
вие чего уменьшается и к. п. д. насоса. С увеличением плот-
ности происходит обратное — увеличиваются полезная мощность
и к. п. д. насоса. Подача Q и напор Н насоса не зависят от
плотности подаваемой жидкости, и характеристика Q—Н на-
соса остается неизменной. Давление насоса изменяется прямо
пропорционально плотности жидкости.
Изменение вязкости жидкости влияет в основном на потери
мощности, на дисковое трение и гидравлические сопротивле-
ния движению потока жидкости и оказывает значительно боль-
шее по сравнению с плотностью жидкости влияние на потери
мощности. При подаче вязких сырых нефтей и нефтепродуктов
потери мощности насоса резко увеличиваются, и к. п. д. насоса
уменьшается несмотря на увеличение объемного к. п. д. в ре-
зультате уменьшения объемных потерь. При увеличении вязко-
сти подаваемой жидкости уменьшаются напор и подача насоса,
и характеристика Q—Н снижается.
При пересчете технических показателей насоса при подаче
им воды на подачу более вязкой жидкости используются экспе-
риментальные данные. Теоретическое решение такой задачи за-
труднено из-за сложности явлений, происходящих в насосах.
Для анализа экспериментальных данных и пересчета техниче-
ских показателей насоса Д. Я. Сухановым, Р. И. Шищенко,
М. Д. Айзенштейном и другими предложено несколько ме-
тодов.
В большинстве методов используются пересчетные коэффи-
циенты для подачи (Kqv), напора (/CHv) и к. п. д. (Ktiv ) на-
соса. Зная технические показатели насоса при подаче им воды
(с индексом «в»), можно определить новые технические пока-
затели при подаче вязкой жидкости (с индексом v) по фор-
мулам
Qv-^vQb.	(ПЛЗ)
HV-KHV/7B;	(IL44)
»lv~ Km/Пв-	(11.45)
122
Пересчетные коэффициенты определяются экспериментально
в зависимости от критерия Рейнольдса Re. При анализе ра-
боты скважинных центробежных электронасосов применяется
формула
Re-^Qln/v,	(11.46)
где v — вязкость подаваемой жидкости.
Увеличение Re соответствует увеличению подачи, при этом
вязкость жидкости и, следовательно, ее влияние на характе-
ристику насоса уменьшаются. Например, у скважинных центро-
бежных электронасосов при Re>2*105 пересчетные коэффици-
енты практически равны единице. У некоторых поверхностных
центробежных насосов значения коэффициентов Kqv и Khv при-
ближаются к единице при Rel>7-103, a K-qv—при Re>7«104.
При увеличении вязкости подаваемой жидкости менее зна-
чительное изменение характеристики наблюдается у насоса
с большим коэффициентом быстроходности п8. Однако при
большой вязкости жидкости для уменьшения числа ступеней
применяются насосы с п8=1,4—1,7.
§ 12.	КАВИТАЦИЯ В ЛОПАСТНЫХ НАСОСАХ
Кавитацией называется нарушение сплошности потока жид-
кости, в результате чего образуются полости, заполненные па-
рами жидкости или газом. Обычно возникновение таких полос-
тей обусловлено местным падением давления, увеличением ско-
рости жидкости, наличием несмачиваемых трещин на поверх-
ности рабочих колес, инородных твердых и газообразных час-
тиц. Пузырьки пара увлекаются потоком жидкости в область
повышенного давления, где конденсируются. При этом частицы
жидкости, окружающей пузырек, пара, движутся ускоренно
к его центру и сталкиваются при полной конденсации пара.
В этот момент происходит резкое местное повышение давле-
ния, что приводит к разрушению стенок каналов насоса, лопас-
тей рабочего колеса. Оно обычно сопровождается внешними
признаками: шумом, ударами и вибрацией насоса.
Кавитация вызывает уменьшение подачи, напора, мощности
и к. п. д. насоса.
Длительная работа насоса в кавитационном режиме приво-
дит к расширению зоны кавитационных явлений, в результате
чего работа насоса может быть полностью нарушена. Установ-
лено, что кавитационные свойства центробежных насосов (не
осевых) зависят от условий подвода жидкости и ее входа в ра-
бочее колесо.
Для уменьшения влияния кавитации увеличивается входной
диаметр рабочего колеса и ширина канала на входе в него, со
стороны высокого давления лопасти рабочего колеса скруг-
ляются, у входа в первое колесо насоса устанавливается пред-
123
включенная ступень (обычно осевое колесо возможно большего
диаметра), в конструкции насоса применяются материалы
с большей твердостью, а также нержавеющие стали и другие
специальные материалы, шум и вибрация устраняются впус-
ком небольшого объема воздуха во входной патрубок насоса.
Каждая конструкция лопастного насоса характеризуется оп-
ределенной величиной Д/i, называемой кавитационным запасом:
(11.47)
где рн — давление на входе в насос; vH — скорость жидкости
на входе в насос; рп — давление паров подаваемой жидкости.
Кавитационный запас, обеспечивающий работу насоса без
изменения основных технических показателей называется допус-
каемым кавитационным запасом. Величина допускаемого кави-
тационного запаса обычно ограничивается отношением
(рн + р-|-)/рп = 1,15-1,25,
соответствующим критическому значению кавитационного за-
паса ДЛкр.
В практике применяется размерный критерий подобия, пред-
ложенный С. С. Рудневым, характеризующий кавитационные
свойства лопастных насосов — критерий кавитационного подо-
бия С
С = 1,7 (nVQ/A^p).
(11.48)
Подобные лопастные насосы имеют одинаковые критерии
кавитационного подобия. Чем больше С, тем сильнее прояв-
ляются кавитационные свойства насоса. И наоборот, чем мень-
ше С, тем насос устойчивее к кавитации. Критерий кавитаци-
онного подобия у различных конструкций насосов колеблется
в пределах от 13 до 50.
Из уравнения (11.48), зная частоту вращения вала п и по-
дачу Q насоса, можно определить критический кавитационный
запас Дйкр, если известен С другого подобного насоса.
Вакуум метрическая высота всасывания Нв лопастного на-
соса определяется по формуле
Нв = Ро— ( Рн + Р -у-Vpg,
(11.49)
где ро—давление окружающей среды, т. е. при подаче жид-
кости из закрытой емкости р0 определяется давлением в ем-
кости, при подаче с открытой поверхности — атмосферным дав-
- лением. Допускаемая вакуумметрическая высота всасывания,
. при которой обеспечивается работа насоса без изменения ос-
новных технических показателей, также ограничивается крити-
ческим значением кавитационного запаса.
Д24
При определении кавитационного запаса лопастного насоса
следует учитывать температуру подаваемой жидкости, так как
давление паров жидкости изменяется при нагреве или ее ох-
лаждении. С повышением температуры допускаемая вакуум-
метрическая высота всасывания резко уменьшается и возмож-
ность возникновения кавитации возрастает.
§ 13.	ВЛИЯНИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ НАГНЕТАТЕЛЬНОГО
ТРУБОПРОВОДА НА РАБОТУ НАСОСНОЙ СИСТЕМЫ
На практике всегда существует следующая система: подвод
жидкости к насосу — насос — нагнетательный трубопровод —
потребитель. Характеристики всех четырех частей системы свя-
заны между собой.
Первое звено системы определяет напор у входа жидкости
в насос. Минимальная его величина ограничена допускаемой
высотой всасывания. Напор может быть увеличен, например,
при последовательной работе нескольких насосов. Напор на
всасывании насоса может изменяться в зависимости от подачи
и ограничивается прочностью узлов насоса.
Напор у выкида насоса будет равен сумме напора у входа
в насос и напора, создаваемого насосом. Таким образом, мо-
жет быть получена характеристика Q—Н первых двух звеньев
системы.
Предположим, что нагнетательный трубопровод и потреби-
тель представлены одной характеристикой, полученной сумми-
рованием обеих характеристик и зависящей от требований по-
требителя (высоты подъема или необходимого давления жид-
кости) и от потерь напора в нагнетательном трубопроводе.
Последние растут с увеличением подачи.
Суммарную характеристику нагнетательного трубопровода и
потребителя будем далее условно называть характеристикой на-
гнетательного трубопровода.
Наложением характеристики первых двух частей системы на
характеристику нагнетательного трубопровода найдем харак-
теристику всей системы (рис. 11,18, кривая /). Напор на входе
в насос зависит от уровня, с которого поднимается жидкость,
и потерь напора в подводящем трубопроводе (кривая 2). Пере-
сечение характеристик 1 и 2 (точка Л) определяет режим ра-
боты всей системы.
На практике встречаются случаи, когда насос или насосная
станция подают жидкость не одному потребителю, а несколь-
ким по разветвленному трубопроводу. При этом требования по-
требителей, протяженность и сечения трубопроводов различны.
Насос создает набор больший, чем уровень жидкости в ре-
зервуарах. Таким образом, жидкость подается в оба резервуара
ipnc. 11.19). Пренебрегаем потерями напора в трубопроводе
до разветвления (точка В). Тогда характеристики трубопрово-
125
дов ВС и BD будут представлены соответствующими кривыми,
а насоса — кривой В. Суммарная характеристика трубопрово-
дов получается сложением абсцисс кривых ВС и BD и будет
представлена кривой BC+BD (от точки 1 до обозначения
BC+BD). Пересечение этой кривой с характеристикой насоса
в точке А определяет режим его работы на разветвленный тру-
бопровод. При этом общая подача будет равна Qbc + Qbp, а по-
дача по отдельным ветвям трубопровода определится пересе-
чением горизонтали, проведенной из точки Д, с характеристи-
Рис. 11.18. Характеристика насосной установки:
Н — напор, необходимый для перемещения жидкости из резервуара с давлением р'
в резервуар с давлением р"; разность высот уровней жидкости в резервуарах;
/уст—статический напор (напор при режиме «закрытой задвижки»); Лп —сумма по-
терь напора на преодоление гидравлических сопротивлений в трубопроводе; k — ха-
рактеристический коэффициент трубопровода
Рис. П.19. Работа насоса на разветвленную сеть
ками соответствующих трубопроводов в точках Е и F. Точка А
должна находиться в пределах рабочей части характеристики
насоса (см. рис. 11.13)
Когда при оборудовании насосной системы применяется
насос с напором, большим требуемого, подача насоса может
значительно увеличиться. Режим работы насоса не будет со-
ответствовать рабочей части характеристики насоса, будет на-
рушен номинальный режим, т. е. необходимые технические по-
казатели не будут достигнуты. Если отсутствует возможность
замены насоса, необходима его регулировка. Для этого приме-
няются три основных метода: изменение характеристики нагне-
тательного трубопровода введением в него дополнительных со-
противлений, обточка рабочих колес насоса, изменение частоты
вращения вала насоса.
Первый метод несложен (установка задвижки или штуцера),
но приводит к нерациональным затратам мощности. Поэтому
предпочтительнее два последних (см. § 10, § 11).
126
§ 14.	ПАРАЛЛЕЛЬНАЯ И ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНАЯ РАБОТА НАСОСОВ
На нефтяных промыслах часто появляется необходимость
использования нескольких насосов на один нагнетательный тру-
бопровод. При этом наиболее часто насосы работают парал-
лельно (для подъема воды, перекачки нефти, нагнетания воды
в пласт). Их обычно устанавливают в одном помещении — на-
сосной станции. Насосы могут иметь различные характеристики.
Рассмотрим упрощенный случай работы двух насосов, когда
можно пренебречь сопротивлением подводящей части системы
и нагнетательных трубопроводов до узловой точки 0 вследствие
Рис. 11.20. Параллельная работа
насосов
Рис. 11.21. Последовательная работа
насосов
их незначительной протяженности, по сравнению с нагнетатель-
ным трубопроводом после точки 0 (рис. 11.20). Характеристики
насосов обозначены цифрами 1 и 2.
При параллельной работе насосов их подачи складываются,
а напоры равны, т. е. давление в точке 0, создаваемое насо-
сами, одинаково. Для получения суммарной характеристики
(кривая 1+2) необходимо сложить абсциссы характеристик
этих насосов при равных ординатах (напорах). Характеристика
нагнетательного трубопровода после узловой точки 0 (кривая
3) пересекает суммарную характеристику насосов в точке Л.
При этом подача будет равна Q = Qi + Q2, а напор —
Таким образом, режим работы насосов определяется точками
С и В.
При параллельной работе двух насосов возможно, что напор
одного из них, например, насоса 2 превысит напор насоса 1
при нулевой подаче. Тогда насос 2 будет подавать жидкость
через насос 1 в сторону его входа. Такая работа возможна,
например, при повышении давления в нагнетательном трубо-
проводе и в случае запуска одного из насосов при открытой
задвижке на его выходе и при работающем втором насосе.
127
Поэтому при параллельной работе следует подбирать насосы
так, чтобы напор во время работы не превышал напора дру-
гого насоса при нулевой подаче, т. е. с возможно близкими
значениями напоров при нулевой подаче. Для предотвращения
подачи жидкости одним насосом через другие, работающие па-
раллельно, у выходов насосов устанавливаются обратные кла-
паны.
Последовательная работа насосов применяется, когда необ-
ходимо увеличить напор жидкости, подаваемой в нагнетатель-
ный трубопровод. При этом первый насос подает жидкость на
вход второго насоса, а затем второй насос подает жидкость
в нагнетательный трубопровод (рис. 11.21). Таким образом,
через оба насоса проходит одинаковое количество жидкости Q,
которая подается в нагнетательный трубопровод с напором Н=
= НХ+Н2.
Суммарная кривая /+2 пересекается с кривой нагнета-
тельного трубопровода 3 в точке А, определяющей режим ра-
боты насосной системы. Режимы работы насосов определяются
точками С и В.
При последовательной работе насосов подача первого на-
соса должна быть равной подаче второго насоса или несколько
большей (в пределах рабочей части характеристики второго
насоса), а напор в начале нагнетательного трубопровода не
должен превышать допускаемый, обусловленный прочностными
показателями второго насоса.
§ 15.	КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Конструкции рабочих колес и отводов насоса
На рис. П.22 показан наиболее простой по конструкции од-
ноступенчатый консольный насос с осевым входом. Основными
узлами этого и других центробежных насосов являются: под-
вод насоса 2, рабочее колесо 4, отвод 1, уплотнения рабочего
колеса 3, сальник 5, вал насоса 6, опоры вала 7. Вал насоса
соединяется с приводящим двигателем с помощью муфты 8.
Жидкость поступает в подвод насоса и перемещается рабочим
колесом в отвод, который соединен с нагнетательным трубо-
проводом.
Рабочее колесо (см. рис. II.1) в большинстве насосов со-
стоит из следующих частей: ступицы, переднего и заднего дис-
ков и лопастей. Вращение вала насоса передается закреплен-
ной на нем ступице и соединенному со ступицей заднему диску,
а затем лопастям и переднему диску рабочего колеса.
Как видно, такой тип рабочего колеса аналогичен по своей
конструкции колесу консольного насоса (см. рис. П.22), кото-
рое имеет два уплотнения (на переднем и заднем диске). Уп-
лотнение на заднем диске колеса и разгрузочные отверстия
позволяют уменьшить осевое давление, действующее на колесо.
128
В насосах многих типов применяется, как отмечалось выше,
взаимно противоположное расположение рабочих колес, при
котором в насосе имеются два подвеса и один отвод. Такая
конструкция центробежных насосов полностью исключает
осевое давление. Они предназначены для подачи больших коли-
честв жидкости.
Применяются рабочие колеса с одним диском (полуоткры-
тые) и без дисков (открытые). В полуоткрытых и открытых ра-
бочих колесах существенно уменьшены потери мощности на
дисковое трение. Такие насосы имеют несколько меньшие осе-

Рис. 11.22. Консольный насос
вые габаритные размеры, чем насосы с обычными рабочими ко-
лесами. Такая конструкция дает преимущества, например,
в многоступенчатых скважинных насосах, где число ступеней
достигает нескольких сотен, и уменьшение длины насоса при-
обретает большое значение.
Отводы насосов могут быть спиральными (см. рис. II.1)
и лопаточными (см. рис. 11.11).
В многоступенчатых насосах отвод переходит в канал, под-
водящий жидкость к следующему рабочему колесу. Отвод при
этом может быть кольцевым и с непрерывной)лопаточной систе-
мой. Лопаточный отвод, а в многоступенчатом насосе узел от-
вода и подвода часто. называется направляющим аппаратом.
Уплотнения в насосе
Уплотнения в насосе предназначаются для предотвращения
утечек жидкости или проникновения воздуха в полости вса-
сывания насоса, уменьшения утечек жидкости в зазорах между
рабочим колесом и корпусом, отводом или направляющим ап-
паратом насоса и предотвращения утечек жидкости в месте уп-
лотнения вала.
О Заказ № 2119
129
В консольном насосе проникновение воздуха на его вход
возможно только через соединение входа с подводящим трубо-
проводом. В этом месте применяются различные уплотнения (во
фланцевом соединении уплотнительные кольца, прокладки
и др.). В насосе с выносными опорами устанавливаются уплот-
нения по вращающемуся валу. Применяются в основном уплот-
нительные устройства двух типов: сальники с уплотнениями из
мягкого 'материала и торцевые уплотнения.
1	2
Рис. 11.23. Сальниковое (а) и торцевое (б) уплотнения
Сальник (рис. 11.23, а) состоит из упругой набивки 1 и
грундбуксы 2, поджимающей набивку. Грундбукса подтяги-
вается обычно двумя гайками, навинчивающимися на шпильки,
которые ввинчены в корпус насоса (см. рис. 11.22). Сальники,
устанавливаемые на входе насоса, часто имеют полое кольцо
(фонарь), к которому подается заградительная жидкость под
небольшим давлением. В результате создается дополнительное
препятствие попаданию воздуха на вход насоса.
В сальниках на выходе насоса иногда устанавливаются по-
лые кольца для подвода охлаждающей или смазывающей жид-
кости или задержки и отвода подаваемых насосом токсичных
или огнеопасных жидкостей.
Упругая набивка сальника прижимается к валу с большим
усилением. Это вызывает нагрев и износ вала и набивки. По-
этому при подтягивании грундбуксы не следует прикладывать
130
чрезмерное усилие, но в то же время необходимо поджимать
набивку регулярно.
Упругая набивка обычно изготавливается из хлопчатобумаж-
ного шнура, пропитанного графитом и жиром. При высоких
температурах применяется асбестовый шнур и другие специаль-
ные набивки. Упругая набивка сальника иногда чередуется
с кольцами из антифрикционного металла,‘которые применяются
для отвода теплоты от вала, а в некоторых случаях (для лучшей
его центровки. Для предохранения вала от износа на него
обычно надевается втулка.
Широкое распространение получили торцевые уплотнения
(рис. 11.23, б), состоящие из неподвижного кольца /, закреп-
ленного в корпусе насоса, и кольца 2, вращающегося с валом.
Кольцо 2 прижимается к кольцу 1 пружиной 3, которая может
располагаться и в неподвижных деталях. При применении за-
градительной жидкости, последняя подводится между двумя
торцевыми уплотнениями. Давление на плоскости соприкосно-
вения колец составляет 0,08—0,15 МПа. Кольца изготавли-
ваются из износоустойчивых материалов (бронза, нержавею-
щая сталь, керамика, твердые сплавы, обработанный для полу-
чения повышенной твердости графит) и отличаются высокой
точностью размеров и чистотой обработки поверхностей. Тор-
цевые уплотнения применяются, в частности, в нефтяных маги-
стральных насосах, подающих нефть и нефтепродукты с тем-
пературой от —15 до +80 °C и содержанием механических
примесей по объему не более 0,2 %. Торцевые уплотнения обес-
печивают герметичность в месте выхода вала из корпуса на-
соса. К материалам пар трения торцевых уплотнений предъ-
являются следующие требования: стойкость к воздействию по-
даваемой среды (потери по массе за 60 сут не более 0,01 %),
непроницаемость для подаваемой среды, отсутствие схватыва-
ния и заедания в момент пуска насоса, фрикционная теплостой-
кость (наработка до появления первой трещины не менее’
3000 ч), значение коэффициента трения на контакте не более*
0,1. Средняя наработка на отказ торцевых уплотнений нефтя-
ных магистральных насосов составляет 10 000 ч, а ресурс —
25000 ч.
Для уменьшения внутренних утечек из областей с повышен-
ным давлением в области с пониженным давлением приме-
няются щелевые уплотнения. К ним относятся щелевые уплот-
нения у рабочего колеса (см. рис. 11.22) и между ступенями:
насоса (см. рис.; ПЛ 1).
Конструкции щелевых уплотнений разнообразны. Для умень-
шения утечек щель удлиняется и в ней создаются дополнитель-
ные сопротивления утечкам. Для этого используются повороты
щели и лабиринтное уплотнение. В конструкциях щелевых уп-
лотнений применяются вставные кольца, которые предохра-
няют рабочие колеса и корпус насоса от износа.
5е	131
Конструкции поверхностных центробежных насосов
и виды компоновки их с приводящим двигателем
Поверхностные центробежные насосы классифицируются по
многим конструктивным признакам (см. § 1).
Например, на рис. 11.22 показан центробежный одноступен-
чатый насос с осевым входом, горизонтальный, консольный,
с выносными опорами, с торцевым разъемом. У моноблочных
насосов рабочие органы располагаются на валу двигателя.
Это делает насосный агрегат более компактным, менее метал-
лоемким, ведет к уменьшению числа узлов (например, опор
вала). Упрощается монтаж такого насоса, так как не требуется,
Рис. П.24
132
в частности, центрировать валы насоса и двигателя, что яв-
ляется трудоемкой работой.
Удобна конструкция одноступенчатого насоса с выносными
опорами по обеим сторонам рабочего колеса, с осевым разъе-
мом. При этой конструкции облегчается обслуживание и ре-
монт насоса. Его демонтаж осуществляется без отсоединения
входного и выходного патрубков от трубопровода.
В результате применения насосов с двусторонним входом
осевое давление на сборку ротора насоса уменьшается.
Многоступенчатые насосы обычно имеют опоры вала с двух
сторон насоса. Они могут быть выполнены с разъемным кор-
пусом. Жидкость от одной ступени к другой поступает через
Рис. 11.24
133
Рис. 11.24. Насос ЦНС
а — общий вид насоса; б — узел подшипника; в — узел разгрузочного диска и уплот-
рат; 3 — секция; 4 — защитная рубашка; 5 — крышка всасывания; 6 — крышка нагнета-
цевые уплотнения; 10 — шпильки»
переводные трубы в верхней части корпуса. При большом числе
ступеней переводные каналы располагаются в корпусе насоса.
Возможно также секционное исполнение многоступенчатого на-
соса, когда направляющие аппараты или обоймы ступеней стя-
гиваются шпильками (рис. 11.24). Такой насос обычно имеет
снаружи защитный кожух.
У насосов с разъемным корпусом и с относительно неболь-
шим числом ступеней рабочие колеса располагаются так, чтобы
уменьшить осевое давление и давление жидкости у сальников.
Для этого применяется подвод жидкости к рабочим колесам
с двух противоположных сторон (входы рабочих колес направ-
лены в разные стороны). В секционных насосах осевое давле-
ние воспринимается разгрузочной пятой. Для уменьшения дав-
ления жидкости у сальников жидкость подводится к первой
ступени, а затем ко второй, расположенной на другом конце
вала у второго сальника. Далее жидкость поступает последо-
вательно на входы третьей, четвертой и пятой ступеней, уда-
ленных от сальников, благодаря чему они воспринимают мень-
шее давление.
134
в
7
9
секционного типа:
нений (см. контур В на рис. 11.24, а); / — рабочее колесо; 2— направляющий аппа-
ния; 7 — разгрузочный диск; 8 — подшипники скольжения; 9 — комбинированные кон-
стягивающие секции насоса
Из насоса
8 насос
В дренаж
В безнапорную
емкость
' к Подбои
боды
Слаб
масла

Рис. 11.25. Схема установки насоса ЦНС:
— электродвигатель; 2 — насос; 3 — линия возврата подаваемой воды на вход насоса;
< - маслоохладитель; 5 — масляные фильтры; 6 — пусковой маслонасос; 7 — масляный
бак	. .
135
Приводной двигатель с насосом устанавливаются на одной
плите или фундаменте (рис. 11.25). У более мощных насосных
агрегатов могут быть отдельные фундаменты под двигатель и
под насос.
Основы расчета узлов центробежного насоса
Конструирование рабочего колеса и отвода центробежного
насоса часто осуществляется с применением формул подобия
(см. § 8, § 9). В этом случае для расчета параметров узлов
насоса используется существую-
щий насос, геометрически подоб-
ный проектируемому. С. С. Рудне-
вым рекомендуется следующий по-
рядок пересчета.
1. По заданным подаче QH, на-
пору Ян и частоте вращения вала
п определяется коэффициент бы-
строходности nsn нового проекти-
руемого насоса.
2. Из числа серийно выпускае-
мых или опытных насосов выбира-
ется насос (модельный), имеющий
коэффициент быстроходности nSM,
близкий
коэффициенту
быстро-
Рис. 11.26. Зависимость ходкости ns н проектируемого на-
от Q	coca и отличающийся наибольшей
эффективностью.
3.	Строится характеристика модельного насоса, на которую
наносится кривая зависимости п$м от подачи (рис. 11.26).
4.	По коэффициенту быстроходности проектируемого насоса
nSii определяется режим работы модельного, при котором nSM =
= nSH. Полученные значения подачи QM и напора Нм модельного
насоса используются в дальнейших расчетах.
5.	Определяются соотношения характерных размеров проек-
тируемого и модельного насосов — внешних диаметров рабочих
колес, диаметров на входе потока жидкости, ширины каналов
и т. д. Для этого используются формулы подобия насосов:
Qh __
Qm
(II.50)
(11.51)
Зависимости (11.50) и (П.51) должны дать одинаковое зна-
чение отношения DmIDzh, чем и проверяются получаемые ре-
зультаты.
136
При определении диаметра входа потока жидкости в рабо-
чее колесо находятся размеры ступицы колеса и диаметр вала
насоса. Вал насоса проверяют на прочность по передаваемой
им мощности и на критическую частоту вращения. Мощ-
ность при этом определяется с учетом всех потерь в насосе
(см. § 5).
Далее, определив по подобию насосов внешний диаметр ра-
бочего колеса и размеры отвода проектируемого насоса, про-
веряется прочность деталей отвода или корпуса. Необходимая
толщина деталей в этом случае определяется расчетом отвода
или корпуса, как сосуда, находящегося под избыточным внут-
ренним давлением.
§ 16.	ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ ДЛЯ ПОДАЧИ НЕФТИ И ВОДЫ
Промышленностью выпускается большая номенклатура цент-
робежных насосов с различными техническими показателями
для подачи нефти, нефтепродуктов, воды в соответствии с ря-
дом стандартов и технических условий.
По ГОСТ 23447—79 изготавливаются центробежные насосы
для подачи нефти, нефтепродуктов и других подобных жидкос-
тей с содержанием твердых взвешенных частиц в количестве не
более 0,2 % по массе и размером не более 0,2 мм. Показа-
тели насосов рассчитаны для подачи жидкости вязкостью
0.01 см2/с и плотностью 1000 кг/м3 при частотах вращения вала
49 и 25 с-1. Насосы можно эксплуатировать при температурах
подаваемой жидкости от —80 до +400 °C.
Изготавливаются насосы следующих типов: К — горизон-
тальные консольные одно- и двухступенчатые; С — горизон-
тальные межопорные секционные с осевым разъемом корпуса;
СД — горизонтальные межопорные секционные двухкорпусные;
ВМ — вертикальные, встраиваемые в трубопровод.
Насосы изготавливаются со взрывозащищенными электро-
двигателями.
Радиальными опорами вала насоса являются подшипники
качения. Смазка подшипников — с местной автономной цирку-
ляцией масла. Для охлаждения подшипников подается вода
в рубашку их корпуса. Температура масла не должна превы-
шать 60 °C.
Детали проточной части насоса изготавливаются в зависи-
мости от температуры подаваемой жидкости из стали углеро-
дистой (—30+400 °C), хромистой (0—F400 °C), малоникеле-
вой (—70 30 °C), хромоникельтитановой (—80 1-400°C).
Для перекачки нефти могут применяться различные типо-
размеры насосов, например, К 65/50, К 210/200, С 360/750 и др.
(в числителе — подача, м3/ч, в знаменателе — напор, м).
Предельные значения подач и напоров насосов (ГОСТ
23447—79) равны соответственно 35 и 1000 м3/ч, 50 и 750 м.
137
Рис. 11.27. Насос для подачи нефти:
/ — опора вала с радиально-упорными подшипниками; 2 —вал; 3 — грундбуксэ; 4 — сальник; 5 — крышка
пус; 7 — рабочее колесо; 8 — крышка всасывания: 9 — опора с радиальными подшипниками
нагнетания; 6 — кор-
На рис. 11.27 показана конструкция насоса, применяемого
для подачи продукции нефтяных скважин на промысле.
При транспортировании больших количеств нефти и нефте-
продуктов применяются насосы (ГОСТ 12124—80), предназна-
ченные для работы на магистральных трубопроводах. Такие
насосы подают жидкость с температурой от —5 до +80 °C,
с содержанием механических примесей по объему не более
0.05 % и размером не более 0,2 мм.
Изготавливаются насосы трех типов: НМ — нефтяные ма-
гистральные, НПВ — нефтяные подпорные вертикальные; НОУ —
нефтяные откачки утечек. Предельные подачи и напоры насосов
(ГОСТ 12124—80) равны соответственно для насосов НМ — 125
и 10 000 м3/ч, 210 и 550 м; для насосов НПВ — 1250 и
5000 м3/ч, 60 и 120 м. Насос НОУ имеет подачу 50 м3/ч и на-
пор 350 м. К. п. д. насосов — от 60 до 89%. Ресурс работы до
капитального ремонта: для насосов НМ — не менее 28 000 ч,
для насосов НПВ — не менее 20000 ч, для насосов НОУ — не
менее 4000 ч. Пример обозначения: НПВ 1250—60 — центро-
бежный вертикальный подпорный насос с подачей 1250 м3/ч и
напором 60 м.
Для подачи воды на промысле применяются центробежные
консольные насосы (ГОСТ 22245—76) и центробежные на-
сосы двустороннего входа (ГОСТ 10272—77); могут также при-
меняться и некоторые нефтяные насосы.
Консольные насосы — одноступенчатые, с односторонним
подводом жидкости к рабочему колесу, горизонтальные, на от-
дельной стойке или моноблочные с подачей от 5 до 360 м3/ч и
напором от 10 до 90 м предназначены для подачи воды с тем-
пературой до 85 °C (на отдельной стойке — до 105 °C). К. п. д.
консольных насосов находится в пределах 45—83 %. Насосы
изготавливаются двух типов: К — с горизонтальным валом на
отдельной стойке и КМ — с горизонтальным валом моноблоч-
ные с электродвигателем. Ресурс насосов до списания — 16000ч
и при сроке службы 6 лет.
Центробежные насосы двустороннего входа — горизонталь-
ные одноступенчатые с полуспиральным подводом жидкости
к двустороннему рабочему колесу (типа Д), предназначены
для подачи воды с температурой до 85 °C, с повышенным со-
держанием твердых включений — до 1% по массе. Предель-
ные значения подач и напоров насосов (ГОСТ 10272—77) равны
соответственно 100 и 12 500 м3/ч, 14 и 130 м. К. п. д. насосов —
от 70 до 88 %. Ресурс работы насосов в зависимости от типо-
размера— от 5 000 до 45000 ч. Наработка на отказ для на-
сосов с подачей до 320 м3/ч— 1500 ч, для насосов с подачей
320 м3/ч и более — 4000 ч. Ресурс и наработка на отказ насо-
сов, которым присвоен Знак качества, в зависимости от типо-
размера насоса соответственно равны от 12 000 до 45 000 ч и
от 2000 до 8000 ч.
139
4
Нсшнение!
с дизельным приводом через редуктор
Рис. 11.28. Схемы исполнения уста-
новок по приводящему двигателю:
/ — насос; 2 — секция водоподъемного
трубопровода с трансмиссионным валом;
3 — опорное колено; 4 — редуктор; 5 —
карданный вал (допускается применять
муфту); 6 — дизель; 7 — электродвига-
тель; 8 — опора головки передач; 9 —
опора со шкивом
Пластовые воды, предназначенные для бытовых и промыш-
ленных нужд, поднимаются из водозаборных скважин погруж-
ными, в том числе скважинными насосами, и подаются к на-
сосной станции, а затем от станции к потребителю или к сле-
дующей насосной станции (если расстояние до потребителя
большое, а мощность насосной
станции недостаточна).
Для подъема пластовой
воды из скважины применя-
ются центробежные скважин-
ные насосные установки
УЦТВ и центробежные сква-
жинные насосные агрегаты
ЭЦВ (ГОСТ 10428—79).
Насосные установки УЦТВ
выполняются с трансмиссион-
ным валом длиной до 100 м и
приводящим двигателем, рас-
положенным на поверхности.
Имеют подачу от 25 до
1000 м3/ч, напор от 25 до
175 м; подают воду с темпера-
турой до 35 °C (иногда до
80 °C). Предназначены для ра-
боты в скважинах с внутрен-
ним диаметром обсадной ко-
лонны от 150 до 486 мм. К. п. д.
насосов — от 66 до 80%. Ре-
сурс до первого капитального
ремонта в зависимости от
группы надежности насосов
(ГОСТ 6134—71) — от 8500 до
12 500 ч.
На рис. 11.28 показано ис-
полнение установок по приво-
дящему двигателю.
Насосные агрегаты ЭЦВ
с подачей от 0,63 до 1200 м3/ч
и напором от 12 до 680 м предназначены для подачи воды с тем-
пературой до 25 °C (иногда с повышенной температурой —
исполнение Тр) из скважин с внутренним диаметром обсадной
колонны от 100 до 486 мм. К. п. д. насосов в зависимости от
типоразмера изменяется от 35 до 78 %. Средний ресурс до пер-
вого капитального ремонта от 12 500 ч до 14 000 ч. Средний срок
службы до списания — от 4 до 5 лет. Для агрегатов, отмечен-
ных государственным Знаком качества, ресурс до первого капи-
тального ремонта достигает 14 000—16000 ч.
Насосный агрегат ЭЦВ представляет собой насос, смонти-
140
рованный вместе с электродвигателем. Агрегат спускают в сква-
жину на насосно-компрессорных трубах. Электроэнергия по-
дается к двигателю по специальному кабелю, имеющему ре-
зиновый защитный шланг. На поверхности располагается стан-
ция управления и, при необходимости, трансформатор. Схема
этого агрегата подобна схеме установки скважинного центро-
бежного электронасоса для добычи нефти.
Валы насоса и двигателя соединены шлицевой или зубча-
той муфтой. Двигатель заполняется чистой водой. Он имеет
водостойкую изоляцию обмотки статора, позволяющую пода-
вать воду с температурой до 25 °C.
§ 17	НАСОСНЫЕ УСТАНОВКИ ДЛЯ НАГНЕТАНИЯ ВОДЫ В ПЛАСТ
В настоящее время широко внедрена эксплуатация нефтяных
месторождений с применением методов воздействия на нефтя-
ные пласты для увеличения добычи нефти, в частности заводне-
ния нефтяных пластов, для чего применяются в основном цент-
робежные многоступенчатые секционные насосы ЦНС (ГОСТ
10407—70) (см. рис. 11.24, 11.25).
Насосы ЦНС предназначены для подачи чистой неагрессив-
ной воды с содержанием механических примесей не более 0,1 %
по массе и размером твердых частиц не более 0,1 мм с подачей
до 1000 м3/ч и напором от 40 до 2000 м. К* п. д. насосов в за-
висимости от типоразмера изменяется от 44 до 80 %. Матери-
алы быстроизнашивающихся деталей обеспечивают наработку
на отказ: для нержавеющих сталей — не менее 10 000 ч; для
чугуна и углеродистых сталей — не менее 5000 ч; для насосов,
работающих на загрязненной неагрессивной воде с содержа-
нием механических примесей до 0,5 % по массе и размером час-
тиц до 0,2 мм, — 2400 ч. Ресурс насоса до первого капиталь-
ного ремонта составляет соответственно не менее 20 000, 10 000
и 4800 ч (табл. II.1, рис. 11.29).
Таблица II.I
Основные технические показатели насосов ЦНС 180
Показатель	Насос				
	ЦНС 180-950 	ЦНС 180-1185	ЦНС 180-1422	ЦНС 180-1660	ЦНС 180-190»
Подача,
м3/ч
Напор, м
Число
секций
Мощность,
кВт
Двигатель
180
950
8
780
СТД-800
180
1185
10
970
СТД-1000
180
1422
12
1160
СТД-1250
180
1660
14
1360
СТД-1600
180
1900
16
1530
СТД-1600
141
Для подачи большего количества воды применяется насос
ЦНС 500-1900 с подачей от 300 до 720 м3/ч при напорах соот-
ветственно от 2020 до 1600 м. В номинальном режиме при по-
даче 500 м3/ч насос развивает напор 1875 м. Приводом служит
двигатель СТД-4000-2 мощностью 4000 кВт с частотой враще-
ния вала 50 с^1.
Конструкция насосов типа ЦНС максимально унифициро-
вана. Базовыми деталями насоса (см. рис. 11.24) являются: ра-
М.кВт
Рис. 11.29. Характеристики насосов типа ЦНС
бочее колесо /, направляющий аппарат 2, секция 3, защитная
рубашка 4, крышки всасывания 5 и нагнетания б.
Различные напоры насосов достигают в результате измене-
ния числа ступеней: от 6 до 8 у насосов ЦНС 500 и от 8 до
16 у насосов ЦНС 180.
Детали в насосах для обеспечения высоких показателей на-
дежности и долговечности изготавливают из хромистых сталей:
рабочие колеса и направляющие аппараты — литые из стали
20Х13Л; секции, основные детали разгрузочной пяты и защит-
ные втулки вала-поковки — из стали 20X13; вал-поковка — из
стали 40ХФА; крышка всасывания — литая из чугуна СЧ 21—
40; крышка нагнетания — литая из стали 25Л.
Секции насоса зажаты между всасывающей и нагнетатель-
ной крышками, которые стягиваются шпильками. Стыки сек-
142
ции уплотняются за счет контакта их уплотняющих поясков и
дополнительно за счет резиновых уплотняющих колец.
Переток воды между ступенями насоса ограничен передними
и задними щелевыми уплотнениями рабочего колеса. Концевые
уплотнения насоса комбинированные, при этом щелевое уплот-
нение предназначено для разгрузки сальникового. Осевое дав-
ление воспринимается разгрузочной пятой.
Рис. П.30. Схема установки для подъема и подачи пластовых вод к нагне-
тательным скважинам
Опорами вала насоса служат подшипники скольжения с па-
рой трения сталь вала — баббит во втулке подшипника. Смазка
подшипника — принудительная, масляная. Валы насоса и син-
хронного электродвигателя СТД соединены зубчатой муфтой.
Система смазки и охлаждения узлов насосного агрегата
предназначена для подачи турбинного масла для смазки и ох-
лаждения подшипников насоса, электродвигателя, а также зуб-
чатой муфты. Маслосистема включает пусковой и рабочий ше-
стеренные насосы, бак, маслоохладитель, фильтр и арматуру.
Масло охлаждается водой, подаваемой в змеевиковый масло-
охладитель. Водой также охлаждаются сальники концевых уп-
лотнений насоса.
143
Система автоматики и контрольно-измерительных приборов
контролирует режим работы узлов установки, сигнализации и
защиты насосного агрегата.
Для нагнетания воды в пласт применяются несколько цент-
робежных насосов, сгруппированных в одну кустовую насос-
ную станцию.
Использование пластовых вод в системах заводнения обус-
ловило применение для подачи воды скважинных центробеж-
ных насосов. При этом исключается сооружение промежуточ-
ных и кустовых насосных станций, объектов водоочистки и
водоподготовки, так как пластовые воды могут подаваться
в нефтяные горизонты без дополнительной обработки.
Установки скважинных насосов для подъема и подачи плас-
товой воды имеют те же узлы, что и центробежные скважин-
ные электронасосные агрегаты ЭЦВ для подъема воды и
скважинные центробежные электронасосы для добычи нефти.
Отличие состоит лишь в технических показателях насосов и
конструктивном исполнении узлов.
Общий состав оборудования и компоновка узлов установки
для подъема и подачи пластовых вод показаны на рис. 11.30.
Скважинный центробежный агрегат 3 отбирает из водонос-
ного пласта воду, поднимает ее и подает далее по трубам 2
в нагнетательные скважины /. На поверхности располагаются
станция управления 4 и трансформатор 5.
§ 18.	НАСОСНЫЕ СТАНЦИИ
Насосы на нефтяных промыслах обычно располагаются в на-
сосных станциях (первого и второго водоподъема, кустовых и
нефтяных), представляющих собой закрытое капитальное по-
мещение, в котором располагаются насосы и приводящие дви-
гатели, аппаратура управления и контроля насосных агрегатов,
электрическая высоковольтная и низковольтная аппаратура,
а также бытовые помещения.
В настоящее время на нефтяных промыслах широкое рас-
пространение получили блочные насосные станции, блоки ко-
торых изготавливаются и комплектуются всем необходимым
оборудованием на заводе. Предусматривают такие размеры
блоков, которые позволяют транспортировать их по железным
дорогам. На монтаж блочного оборудования затрачивают в 8—
10 раз меньше времени, чем на сооружение капитального по-
мещения.
Блочная кустовая насосная станция (БКНС) (рис. 11.31)
состоит из следующих блоков: насосных, низковольтной аппа-
ратуры, управления, гребенки и бытового. Каждый из блоков
имеет фундаментную плиту, на которой монтируется весь ком-
плекс оборудования и укрытие. Часть оборудования, например
некоторое высоковольтное, монтируется без укрытия, если это
144
допускают условия его установки и эксплуатации, а также тре-
бования безопасности. БКНС комплектуются насосами ЦНС 180.
Подача блочных насосных станций с насосами ЦНС 180 до-
стигает 17 280 м3/сут.
Блоки БКНС имеют весь необходимый комплект трубопро-
водов и арматуры для монтажа оборудования. При монтаже
обвязку БКНС соединяют с внешними коммуникациями. БКНС
Рис. П.31. План блочной
кустовой насосной станции:
/ — насосные блоки; II — блок
низковольтной аппаратуры; IИ —
блок управления; IV—блок гре-
бенки; 1 — бак маслосистемы; 2 —
центробежный насос; 3 — зубча-
тая муфта; 4— электродвигатель;
5 — пост местного управления; 6 —
приемный коллектор; 7 — задвиж-
ка; 8 — колонка; 9 — всасывающий
трубопровод; 10 — трубопровод
дренажных вод; 11 — задвижка
с электроприводом; 12 — обратный
клапан; 13— нагнетательный тру-
бопровод; 14 — трубопровод от-
вода воды; 15 — щиты станции
управления; 16 — бак для дренаж-
ных вод; 17, 25 — печи отопления;
1ч — общестанционные щиты; 19—
переход; 20, 22 — вентили регули-
ровочные; 21 — нагнетательные
трубопроводы; 23 — сбросный кол-
лектор; 24 — шкаф управления;
2*> — шкаф дифманометров; 27 —
нагнетательный коллектор
предназначены для эксплуатации в различных климатических
зонах с температурой наружного воздуха не ниже —55 °C.
Укрытие БКНС, теплоотдача работающего оборудования и
электрическая печь для обогрева обеспечивают в помещении
необходимую температуру. Здесь же предусмотрена приточно-
вытяжная вентиляция с механическим возбуждением.
§ 19.	ВЫБОР ЛОПАСТНОГО НАСОСА
При выборе лопастного насоса учитываются его основные
технические показатели и условия эксплуатации, определяются
число насосов насосной станции, необходимость их параллель-
ной или последовательной работы, подача и напор каждого
насоса.
Для правильного подбора материалов для деталей насоса,
их исполнения учитываются физические и химические свойства
145
подаваемой жидкости (плотность, вязкость, температура, хи-
мическая активность), наличие механических примесей. Для
подачи жидкости, вязкость которой отличается от этого пока-
зателя для воды (0,01 см2/с), подача и напор насоса предва-
рительно пересчитываются на условия подачи воды (см. § 12).
После выбора типа и исполнения насоса, по полям насосов, их
характеристикам, содержащимся в соответствующих стандар-
тах и каталогах, подбирается оптимальный типоразмер лопаст-
ного насоса.
Требуется выбрать насос для подачи нефтепродукта с темпер атуррй
выше 200 °C, подачей Q=200 м3/ч и напором Н—400 м.
По графикам полей Q — Н находим два типоразмера насосов К 210/500*
и СД 210/700 (ГОСТ 23447—70), удовлетворяющих заданным подаче, напору
и температуре. Из них необходимо выбрать наиболее оптимальный типораз
мер насоса. У насоса К 210/500 к. п. д. т>=65 %, а у насоса СД 210/700
4 = 72 %, т. е. по этому показателю последний насос предпочтительнее. Однако
следует учесть, что насос СД 210/700 — межопорный секционный двухкор-
пусный, имеет большие массу и габаритные размеры, стоимость его выше,,
чем у насоса К 210/500. Поэтому при выборе насоса необходимо принимать
во внимание не только к. п. д., но и габаритные размеры, массу, стоимость,
ресурс работы насоса и^т. п., т. е. все факторы, определяющие технико-эконо-
мическую эффективность использования того или иного типоразмера насоса,
конкретных условий.
Для нашего случая, выбрав насос К 210/500, по полю Q—Н определим
внешний диаметр рабочего колеса (он соответствует, при заданных подаче и
напоре, колесу, обточенному по варианту «в»). Затем по характеристике на-
соса определим его мощность и к. п. д.
Если плотность подаваемой жидкости отличается от этого показателя
для воды (1000 кг/м3), то следует проверить мощность приводящего двига-
теля и при необходимости укомплектовать насос соответствующим двига-
телем.
§ 20.	СКВАЖИННЫЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ ДЛЯ ДОБЫЧИ НЕФТИ
При эксплуатации нефтяных скважин с большим дебитом
наиболее целесообразно применение центробежных насосов.
Цетробежный насос спускается в скважину под уровень жид-
кости на насосно-компрессорных трубах и приводится в дей-
ствие расположенным под ним электродвигателем, электроэнер-
гия к которому подводится по специальному кабелю. Рас-
положение приводящего двигателя непосредственно у насоса
позволяет передавать ему большие мощности. Например, у сква-
жинных штанговых насосов, у которых связь привода (станка-
качалки) со скважинным насосом осуществляется посредством
длинной колонны штанг, полезная мощность насоса ограничена
приблизительно 40 кВт при обсадной колонне диаметром 168 мм
и напоре насоса 1000 м. У скважинного центробежного насоса
полезная мощность при этих условиях превышает 100 кВт.
Скважинные центробежные насосы при напоре 1915 м обес-
печивают отбор жидкости до 125 м3/сут из скважин с внутрен-
ним диаметром колонны обсадных труб 130 мм; при напоре
146
550 м — 900 м3/сут из скважин с внутренним диаметром ко-
лонны обсадных труб 148,3 мм*.
При средних и больших отборах жидкости (100—500 м3/сут
и более) центробежные насосы— наиболее экономичный и наи-
менее трудоемкий в обслуживании вид оборудования для подъ-
ема пластовой жидкости. Обслуживание скважинных центро-
бежных насосов облегчается за счет того, что на поверхности
размещаются только станция управления и трансформатор.
Монтаж оборудования также упрощается, так как для относи-
тельно легких станций управления и трансформатора не тре-
буется фундамент.
/Межремонтный период работы у скважинных центробежных
насосов при средних и больших отборах больше, чем у штан-
говых, и составляет, например на промыслах Башкирии и Та-
тарии, в среднем 260—320 сут.
Скважинные центробежные насосы предназначены для подъ-
ема жидкости с содержанием в ней воды не более 99 %, меха-
нических примесей (по массе) не более 0,01 %, с температурой
не более 90 °C. Насосы повышенной износостойкости допус-
кают содержание механических примесей (по массе) до 0,05 %.
Для подъема из нефтяной скважины жидкости с повышенной
коррозионной активностью применяются скважинные центро-
бежные насосы, основные детали которых изготовлены из кор-
розионностойких материалов.
§ 21.	УСТАНОВКА СКВАЖИННОГО ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
Установка скважинного центробежного насоса (рис. 11.32)
состоит из компенсатора /, приводящего электродвигателя 2,
протектора 3, насоса 4, плоского 5 и круглого 9 кабелей, кре-
пящихся к насосно-компрессорным трубам 10 стальными поя-
сами S, обратного 6 и спускного 7 клапанов, оборудования
устья скважины 11, станции управления 12, трансформатора 13
и различного вспомогательного оборудования.
Скважинный электронасосный агрегат спускают на колонне
насосно-компрессорных труб. Электроэнергию к погружному
электродвигателю подводят по круглому кабелю, идущему с по-
верхности вдоль насосно-компрессорных труб до насосного аг-
регата и переходящего затем в плоский кабель. Плоский кабель
применяется для уменьшения общего диаметра скважинного
электронасосного агрегата, обеспечивающего свободный, без по-
вреждений спуск и подъем насоса.
Ограничение диаметров скважинных электронасосных агре-
гатов приводит к необходимости увеличения длины агрегатов
ж Здесь и далее по тексту размеры обсадных труб приведены в соответ-
ствии с ГОСТ 632-64. Следует учитывать, что с 01.0 L1983 г. вводится в дей-
ствие ГОСТ 632-80 взамен ГОСТ 632-64.
147
при мощностях электродвигателей до 250 кВт. Диаметры агре-
гатов находятся в пределах 116—142,5 мм, длина агрегатов —
более 25 м.
Вместо круглого возможно применение по всей длине плос-
кого кабеля соответствующего
Рис. 11.32. Установка скважинного
центробежного насоса
сечения. Кабель оканчивается
муфтой кабельного ввода для
подсоединения к электродви-
гателю. От механических по-
вреждений при спуске и подъ-
еме насоса плоский кабель
предохраняется защитными ко-
жухами или специальным хо-
мутом.
Электродвигатель насосного
агрегата — погружной, масло-
наполненный, герметичный.
Для предотвращения попада-
ния в него пластовой жидкости
он имеет гидрозащиту, состоя-
щую (см. рис. 11.32) из про-
тектора 3, устанавливаемого
между насосом и электродви-
гателем, и компенсатора /,
присоединяемого к нижней ча-
сти электродвигателя.
Над насосным агрегатом
через две-три насосно-компрес-
сорные трубы устанавливают
обратный клапан и еще через
одну трубу — спускной клапан.
Обратный клапан облегчает
условия пуска насоса после
его остановки, так как обеспе-
чивает заполнение колонны
насосно-компрессорных труб
жидкостью. Спускной клапан
позволяет перед подъемом насоса слить жидкость из насосно-
компрессорных труб для облегчения подъема оборудования.
Трансформатор служит для преобразования напряжения
промысловой электросети для обеспечения оптимального напря-
жения на зажимах электродвигателя с учетом потерь в кабеле.
Станция управления предназначена для ручного или автомати-
ческого пуска насосного агрегата, контроля за параметрами
при эксплуатации и предохранения установки при возникнове-
нии аварийного режима. К вспомогательному оборудованию от-
носятся: подвесной ролик, заправочный насос и приспособления
для спуско-подъемных операций.
Соединение узлов насосного агрегата: секций насоса, гидро-
ме
защиты и электродвигателя, фланцевое. Валы электродвига-
теля, протектора и насоса соединяются шлицевыми муфтами.
В верхней части насоса предусмотрена ловильная головка
с резьбой для соединения с колонной насосно-компрессорных
труб. Конструкция головки позволяет производить ловильные
работы насосного агрегата при отвороте его от насосно-ком-
прессорных труб или разрушении переводника в резьбовой ча-
сти ловильной головки.
Насосный агрегат с насосно-компрессорными трубами и ка-
белем подвешивают на оборудовании устья скважины, которое
обеспечивает герметизацию кабеля и насосно-компрессорных
труб, а также отвод жидкости и газа.
Установки скважинных центробежных насосов (УЭЦН),
эксплуатирующиеся в скважинах с различным внутренним диа-
метром обсадных колонн, имеют следующие обозначения:
УЭЦН5— эксплуатируются в скважинах с внутренним диамет-
ром обсадной колонны не менее 121,7 мм; УЭЦН5А— не менее
130 мм; УЭЦН6— менее 144,3 мм; УЭЦН6А — не менее 148,3 мм‘
В обозначениях: буквы «У» — установка (если после буквы
«У» стоит цифра, то она обозначает порядковый номер модер-
низации установки); «Э» — с приводом от электродвигателя;
«Ц» — центробежный насос; «Н» — нефтяной; следующая цифра
и буква «А» обозначают условную габаритную группу, число
после тире — номинальная подача, м3/сут; последнее число — на-
пор, м, при номинальной подаче (табл. II.2).
Обозначение насоса аналогично обозначению установки,
при этом первая буква «У»—опускается. Например, скважин-
ный центробежный насос с приводом от электродвигателя, 2-й
модификации, для скважин с внутренним диаметром обсадной
колонны не менее 121,7 мм, с подачей 130 м3/сут и напором
1200 м обозначается 2ЭЦН5-130-1200.
В обозначении установок, поставляемых с насосами повы-
шенной износостойкости, добавляется буква «И», а с насо-
сами повышенной коррозионностойкости — буква «К», напри-
мер, УЭЦНИ5, УЭЦНК5.
Погружные электродвигатели обозначаются буквами
«ПЭД», а в случае секционного исполнения «ПЭДС»,угде буквы
<П»— погружной «ЭД»— электродвигатель, «С»— секционный.
Первое число после буквенного обозначения — номинальная
мощность электродвигателя, кВт; второе число — наружный
диаметр корпуса электродвигателя, мм; следующая буква —
обозначение модернизации электродвигателя; последние буква
и цифра — изготовление электродвигателей в климатическом*
исполнении «В» категории 5 по ГОСТ 15150—69 (СТ СЭВ 460—
77). Например, погружной электродвигатель секционный мощ-
ностью 90 кВт, с диаметром корпуса 117 мм, модернизации?
«А», исполнения «В» по 5-й категории размещения обознача-
ется ПЭДС 90-117АВ5 (табл. П.З).
149?
Т а бл и ц а II.2
Основные технические показатели установок скважинных
центробежных насосов
Насосная установка	Подача, М’Усут	Напор, м	Температура подаваемой жидкости, ° С
У2ЭЦН5-40-1400 УЭЦН5-40-1750	25—70	1425—1015	80
		850—1340	70
У2ЭЦН5-80-1200 УЭЦНК5-80-1200 УЭЦН5-80-1550 УЭЦНК5-80-1550 УЭЦН5-80-1800	60—115	1285—715 1250—640 1680—940 1680—940 1905—1030 ♦	
УЗЭЦН5-130-1200 УЦНК5-130-1200 УЭЦН5-130-1400 УЭЦНК5-130-1400	100—155	1330—870 1330—870 -1700—1080 1700—1080	
У2ЭЦН5-200-800	145—250	960—545 ’	55
У1ЭЦН5А-100-1350	80—140	1480—850	70
У1ЭЦН5А-160-1100 У2ЭЦН5А-160-1400 УЭЦН5А-160-1750	125—205	1225—710	55
		1560—1040	70
		1915—1290	60
У1ЭЦН5А-250-800 У1ЭЦН5А-250-1000 У1ЭЦН5А-250-1400	190—330	890—490	50
		1160—610 1580—950	70
У1ЭЦН5А-360-600 У2ЭЦН5А-360-700 У2ЭЦН5А-360-850 У2ЭЦН5А-360-1100	290—430	660—490	50
		810—550	70
		950—680	50
		1260—920	60
У1ЭЦН5А-500-800	420-580	850—700	50
У1ЭЦН6-100-1500 УЭЦН6-100-1700	80—145	1610—1090 1820—1230	80
У2ЭЦН6-160-1450	140—200	1715—1230	60
У4ЭЦН6-250-1050	200—340	1100—820	90
150
Продолжение табл. II.2
Насосная установка	Подача м Усут	Напор, м	Температура подаваемой жидкости, ° С
У2ЭЦН6-250-1400 УЭЦН6-250-1600	200—330	1590—1040	70
		1700—1080	90
У2ЭЦН6-350-850 УЭЦН6-350-1100	280—440	1035—560	90
		1280—700	70
У2ЭЦН6-500-750 УЭЦН6А-500-1100	350—680	915—455	
		1350—600	60
УЭЦН6А-700-800	550—900	870—550	50
У2ЭЦНИ6-350-1100 У2ЭЦНИ6-500-750	260—430 420—650	1170—710 860—480	70
Гидрозащита обозначается, например, 1Г51, где 1—номер
модификации, «Г» — гидрозащита; 5 — для обсадной колонны
с внутренним диаметром не менее 121,7 мм; 1—номер разра-
ботки.
Кабели для установок скважинных центробежных насосов
имеют обозначения: КПБК — кабель с полиэтиленовой изоля-
цией, бронированный, круглый; КПБП — кабель с полиэтиле-
новой изоляцией, бронированный, плоский; КППБПС — кабель
с полиэтиленовой изоляцией, бронированный, плоский на всю
строительную длину. Например, КПБК ЗХ 16 — кабель с по-
Т а б л и ц а П.З
Основные технические показатели погружных электродвигателей
Электродвигатель	Мощность» кВт	Линейное напряжение, В	V ‘*<>1	Скольжение, %	К. п. д.» %	Коэффициент мощности (cos ф)	Температура окружающей среды, ° С	Скорость ох- лаждающей жидкости, м с не менее
ПЭД 28-103АВ5	32	850	37,0	6,7	76,5	0,77	70	0,085
ПЭД 40-103АВ5	45	1000	43,0	8,0	76,5	0,80	70	0,120
ПЭД 45-117АВ5	45	1400	27,0	5,5	81,5	0,84	60	0,270
ПЭД 65-117АВ5	63	2000	26,5	5,5	81,5	0,84	60	0,270
ПЭДС 90-117АВ5	90	2000	38,0	5,5	81,5	0,84	60	0,750
ПЭД 46-123АВ5	45	700	53,5	4,5	82,5	0,84	70	0,120
ПЭД 55-123АВ5	63	800	65,5	5,0	82,5	0,84	70	0,200
ПЭД 100-123АВ5	90	950	79,0	6,0	82,5	0,84	 70	0,300
ПЭД 125-138АВ5	125	1900	52,0	4,0	84,0	0,87	60	0,900
151
Т а б л и ц а П.4
Комплектация установок скважинных центробежных насосов
Насосная установка* 			Электродвигатель	Гидро- защита	Кабель		Трансформатор	
			круглый	плоский	Для умеренного климата	для холодного климата
Станция
управления
У2ЭЦН5-40-1400
УЭЦН5-40-1750
У2ЭЦН5-80-1200
УЭЦНК5-80-1200
ПЭД 28-103АВ5
ТМПН
63/1—73У1
ТМПН
63/1—73ХЛ1
УЭЦН5-80-1550
УЭЦН К5-80-1550
УЭЦН5-80-1800
УЗЭЦН5-130-1200
УЭЦН К5-130-1200
УЭЦН-130-1400
УЭЦН К5-130-1400
У2ЭЦН5-200-800
ПЭД 40-ЮЗА В 5
КПБК
КПБП
У1ЭЦН5А-100-1350
ПЭД 45-117АВ5
КПБК
3X10
КПБП
3X6
ТМПН
100/3—.73У1
ТМПН
100/3—73Х Л1
У1ЭЦН5А-160-1100
ПЭД 40-103АВ5
КПБК
КПБП
1Г51
У2ЭЦН5А-160-1400
УЭЦН5А-160-1750
ПЭД 65-117АВ5
шгс
5804—49АУ1
У1ЭЦН5А-250-800
У1ЭЦН5А-250-1000
ПЭД 45-117АВ5
ПЭД 65-117АВ5
КПБК
КПБП
3X6
КПБК
3X16
тмпн
160/3—73У1
тмин
160/3—73Х л 1
У1ЭЦН5А-250-1400 ПЭДС 90-117АВ5
У1ЭЦН5А-360-600	ПЭД 45-117АВ5
У2ЭЦН5А-360-700 У2ЭЦН5А-360-850	ПЭД 65-117АВ5
ПЭДС 90-117АВ5
У2ЭЦН5А-360-1100
У1ЭЦН5А-500-800
КПБК
3X10
КПБП
3X16
тмпн
100/3—73УI
тмпн
160/3—73У1
ТМПН
100/3—73Х л 1
ТМПН
160/3—73Х л 1
КППБПС
3X16
КПБП
3X16
У1ЭЦН6-100-1500
УЭЦН6-100-1700
У2ЭЦН6-160-1450
У4ЭЦН6-250-1050
У2ЭЦН6-250-1400
УЭЦН6-250-1600
У2ЭЦН6-350-850
УЭЦН6-350-1100
У2ЭЦН6-500-750
ПЭД 46-123АВ5
ПЭД 55-123АВ5
ПЭД 100-123АВ5
1Г62
КПБК
3X25
КПБП
3 X 16
ТМПН
100/3—73У1
ТМПН
100/3—73Х л 1
КПБК
. 3X35
КПБК
3X25
КПБК
3X35
КПБТ
3X25
КПБП
3X16
ТМПН
160/3—73У1
ТМПН
160/3—73ХЛ
шгс
5804—59А2У1
КПБП
3X25
УЭЦН6А-500-1100
УЭЦН6А-700-800
ПЭД 125-138АВ5
КПБК
зх1б
КПБП
3X10
ТМПН
200/6—73У1
ТМПН
200/6—73Х Л1
КУПНА-79АУ1
или КУПНА—
—500—68МХ Л1
У2ЭЦНИ6-350-1100
У2ЭЦНИ6-500-750
ПЭД 100-123АВ5
КПБК
3X25
КПБП
3X25
ТМПН
160/3—73У1
Примечание, Обозначение насоса входит в обозначение насосной установки»
ТМПН
160/3—73Х Л1
ШГС
5804—59А2У1
лиэтиленовой изоляцией, бронированный, круглый, трехжиль-
ный, с площадью сечения жилы 16 мм2.
Трансформаторы обозначаются, например, ТМПН 100/3—
73У1, где «Т» — трехфазный; «М» — естественная циркуляция
масла и воздуха, «ПН» — для скважинных нефтяных насосов;
100 — номинальная мощность, кВ • А; 3 — класс напряжения об-
мотки ВН; 73 — год разработки; У1— климатическое испол-
нение и категория размещения.
Тип станции управления обозначается, например,
ШГС5804—49АЗУ1, где «Ш» — шкаф, «Г» — отрасль примене-
ния (горнодобывающая и нефтяная промышленности), «С» —
обозначение завода-изготовителя; 5 — класс; 8 — группа;
04 — порядковый номер, 4 — номинальный ток силовой цепи
(4 — до 250 А, 5 — до 400 А); 9 — напряжение силовой цепи
(до 2300 В); А — модернизация; 3 — напряжение цепи управ-
ления (380 В); У1—климатическое исполнение и категория
размещения.
Станция управления другого типа обозначается, например,
КУПНА79—29А2У1, где «КУПНА» — комплектное устройство
управления скважинным насосным агрегатом; 79 — год разра-
ботки; 2 — номинальный ток силовой цепи (2 — до 100 А, 3 —
до 160 А, 4 — до 250 А); 9 — напряжение силовой цепи (до
3000 В); А — модификация; 2 — напряжение цепи управления
(220 В); У1—климатическое исполнение и категория разме-
щения (табл. II.4).
§ 22.	КОНСТРУКЦИИ УЗЛОВ УСТАНОВКИ СКВАЖИННОГО
ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
Конструкция скважинного центробежного насоса
Скважинные центробежные насосы изготавливаются одно-
или многосекционными (когда ступени насоса не размещаются
в одном 5-метровом корпусе), обычными или повышенной изно-
состойкости.
В корпусе насоса 4 размещены рабочие колеса 7, насажен-
ные на вал 3, и направляющие аппараты 5 (рис. II. 33). Ра-
бочие колеса свободно передвигаются по валу в осевом на-
правлении и ограничены в перемещении нижним и верхним
направляющими аппаратами. Осевое давление, действующее
на рабочее колесо 1 (рис. II. 34), передается от него на ниж-
нюю текстолитовую шайбу 4 и затем на бурт направляющего
аппарата 3. Направляющие аппараты соединяются между со-
бой по линии 2 и все вместе опираются в нижней части насоса
на основание а сверху зажаты гайкой, ввинченной в корпус
насоса. Частично осевое давление передается валу вследствие
прения колеса о вал или прихвата колеса при отложении солей
в зазоре между ним и валом или в результате коррозии ме-
таллов. Крутящий момент передается от вала к рабочим ко-
154
лесам латунной шпонкой 6 (см. рис. II. 33), входящей в паа
рабочего колеса. Шпонка расположена по всей длине сборки
колес и состоит из 400—1000-мм отрезков. Вал насоса имеет
вверху осевую 1 и радиальную 2 опоры скольжения, а внизу —
Рис. П.ЗЗ. Скважинный центробежный насос
радиальную опору скольжения 8. В нижней части насоса раз-
мещена сетка (фильтр) Р.
Вал 3 насоса через шлицевую муфту 10 соединяется с ва-
лом протектора гидрозащиты электродвигателя.
Рабочие колеса 5 и на-
правляющие аппараты насоса
изготавливаются литыми из
специального чугуна. Вал на-
соса представляет собой пру-
ток из стали 38ХА или стали,
легированной никелем, кото-
рый благодаря многократной
протяжке и дальнейшей обра-
ботке на правильно-полиро-
вальном станке имеет высо-
кую точность по диаметру,
прямолинейность и малую
шероховатость. Материалы
пар трения в осевой опоре
вала — бельтинг, пропитан-
Рис. П.34. Рабочее колесо и на-
правляющие аппараты насоса
ный графитом и резиной по
стали; в верхней и нижней радиальных опорах вала — латунь
или бронза по стали (для износостойких насосов — резина по
стали); в осевой опоре рабочего колеса — текстолит по чугуну
(для износостойких насосов — резина по стали); в радиальной
опоре вала в направляющем аппарате — чугун по латуни.
155
Насосы повышенной износостойкости для подачи пластовой
жидкости с песком отличаются от насосов обычного исполне-
ния наличием пластмассовых (вместо чугунных) рабочих ко-
лес, материалами пар трения в опорах и наличием дополни-
тельных резино-металлических радиальных опор, препятствую-
щих изгибу вала при его вращении и уменьшающих его износ.
Конструкция погружного электродвигателя и гидрозащиты
Для привода скважинного центробежного насоса применя-
ется погружной маслонаполненный трехфазный асинхронный
короткозамкнутый электродвигатель.
Рис, 11.35. Погружной электродвигатель
Погружные электродвигатели имеют диаметры корпусов
103, 117, 123, 130 и 138 мм для скважин с внутренними диа-
метрами обсадных колонн, равными соответственно 121, 7; 130;
144,3; и 148,3 мм.
Электродвигатель работает в среде пластовой жидкости,
находясь под давлением столба этой жидкости, вследствие чего
он выполнен герметичным. Полость электродвигателя заполня-
ется трансформаторным маслом или маслом другой марки,
пробивное напряжение которого не менее 40 кВ.
Погружной электродвигатель (рис. 11.35) состоит из ста-
тора, ротора, головки 2 и основания 14, В головке 2 размещен
осевой подшипник, состоящий из пяты 3 и подпятника 4,
а также установлена колодка кабельного ввода 5. В основании
электродвигателя размещен масляный фильтр 13.
156
Статор и ротор двигателя состоят из нескольких секций.
Каждая секция статора имеет набор (пакет) магнитных 9 и
неманигных 8 жестей. Сборка секций и немагнитных пакетов
имеет сплошные пазы, в которых размещаются обмоточные
провода или стержни обмотки. На немагнитные пакеты жестей
опираются радиальные подшипники
скольжения 7 ротора. Секции статора
запрессованы в корпус 12.
Секция ротора имеет пакет роторных
жестей 10 и радиальный подшипник 7.
В пазах пакета жестей расположены
медные стержни «беличьей клетки» (ко-
ротко замкнутой обмотки ротора). Сек-
ции ротора собраны на валу 11 и распо-
лагаются в расточке статора. Выводные
концы обмотки статора соединяются
с выводными концами колодки кабель-
ного ввода и изолируются. Колодка ка-
бельного ввода изготавливается из эла-
стичного диэлектрического материала.
Осевой подшипник воспринимает осе-
вые усилия, действующие на вал ро-
тора. На верхнем конце вала ротора на-
ходится шлицевая муфта /, через кото-
рую гидрозащита соединяется с валом
и далее с насосом. Шлицевая муфта
имеет скосы на шлицах для быстрого со-
единения валов. На валу ротора уста-
новлена турбинка 6 для принудительной
циркуляции масла внутри электродвига-
теля с целью смазки опор и охлаждения
двигателя. Масло поступает по отвер-
стию в валу к турбинке и нагнетается ею
в полость над статором двигателя, далее
по зазору между статором и ротором
и по специальным пазам, выполненным
Рис. 11.36. Гидроза-
щита насоса типа Г
в статорных жестях около корпуса двигателя, масло подается
к фильтру, проходит через него и вновь поступает в отверстие
вала.
При попадании пластовой жидкости в неплотности изоля-
ции проводов обмотки электродвигателя снижаются изоляци-
онные свойства масла, что приводит к отказу двигателя.
Протектор гидрозащиты типа Г (рис. 11.36) устанавливается
между насосом и электродвигателем 6 и служит для защиты
последнего от попадания в него пластовой жидкости, а также
компенсирует температурные изменения объема.
Протектор состоит из двух камер А и Б, разделенных рези-
новой диафрагмой 4. Камеры заполнены тем же маслом, что
157
и двигатель. При нагреве масла во время работы двигателя дав-
ление в камере Б растет, оно передается диафрагмой в полость
А и далее в полость В. Масло из полости А будет вытесняться
в полость В до тех пор, пока давление в камере А не снизится
и пластовая жидкость не станет поступать в нее через обратный
клапан 5. Чтобы диафрагма не изолировала друг от друга по-
лости Л и В, в протекторе предусмотрена соединительная
трубка 8. Для более надежной герметизации двигателя имеются
два торцевых уплотнения 1 и 3. Опора 2 воспринимает осевые
усилия, действующие на вал.
При гидрозащите типа Г опоры скольжения вала насоса
работают в подаваемой пластовой жидкости.
Компенсатор 7 гидрозащиты располагается ниже электро-
двигателя и предназначен для компенсации изменения объема
масла в двигателе при его нагреве и охлаждении и компенса-
ции перехода масла из двигателя в полость В. Компенсатор
представляет собой камеру, образуемую эластичной диафраг-
мой, заполняемую тем же маслом, что и электродвигатель.
Диафрагма защищена от повреждений стальным корпусом.
Энергоснабжение скважинного электронасосного агрегата
В систему энергоснабжения входят: кабельная линия, стан-
ция управления, трансформатор.
Специальная кабельная линия служит для подвода электро-
энергии к электродвигателю и состоит из основного круглого
питающего кабеля, сращенного с ним плоского кабеля и муфты
кабельного ввода.
В зависимости от назначения в кабельную линию могут
входить кабели марок КПБК или КППБПС — в качестве ос-
новного кабеля; комплектующий кабель марки КПБП; муфта
кабельного ввода круглого или плоского типов.
Кабель КПБК (рис. 11.37, а) состоит из медных однопро-
волочных или многопроволочных жил /, изолированных в два
слоя полиэтиленом высокой плотности 2 и скрученных между
собой, подушки 3 и брони 4.
Кабель КППБПС (рис 11.37, б) состоит из медных однопро-
волочных или многопроволочных жил 7, изолированных в два
слоя полиэтиленом высокой плотности 2 и уложенных в од-
ной плоскости, подушки 3 и брони 4, Аналогичную конструк-
цию имеет и кабель КПБП.
Муфта кабельного ввода круглого типа (рис. 11.38, а) со-
стоит из полиэтиленового изолятора 2, изготовленного на ка-
беле 1, корпуса 3, фланца 4 и штепсельных наконечников 5.
Муфта кабельного ввода плоского типа (рис. II.38,б) со-
стоит из корпуса 2, полиэтиленового изолятора 3, изготовлен-
ного на кабеле 1, резиновых втулок 4, заглушки 5, контактных
губок 6, резинового кольца 7 и уплотнительного кольца 3.
158
Станция управления — комплектное устройство ШГС пред-
назначено для управления установками скважинных центро-
бежных насосов для добычи нефти с электродвигателями мощ-
ностью от 28 до 100 кВт, а комплектное устройство КУПНА—
для установок с электродвигателем мощностью свыше 100 кВт.
Станция управления ШГС и КУПНА обеспечивают: вклю-
чение и отключение установки; работу в ручном и автомати-
ческом режимах; управление установкой с диспетчерского
пункта; возможность подключения программного реле времени
КЭП-12У; самозапуск электродвигателя с выдержкой времени
до 10 мин при появлении напряжения после его исчезновения;
отключение станции управления при токах короткого замыка-
ния в силовой цепи; отключение электродвигателя при увели-
чении или снижении номинального тока на 15%; отключение
Рис. 11.37. Круглый (а) и
плоский (б) кабель для под-
вода электроэнергии к дви-
гателю
при отклонении напряжения питающей сети
электродвигателя при отклонении напряжения питающей сети
выше 10 % или ниже 15 % от номинального; непрерывный кон-
троль сопротивления изоляции кабеля с отключением при со-
противлении ниже 30 кОм; световую сигнализацию об аварий-
ном режиме; подключение геофизических приборов;,отключение
установок при разрыве нефтепровода.
Комплектное устройство ШГС выполняется в металлическом
шкафу с отсеком высокого напряжения (более 1000 В).
Конструкция комплектного устройства ШГС предусматри-
вает: механическую блокировку для предотвращения доступа
в отсек высокого напряжения при включенном вводном аппа-
рате; видимый разрыв силовой цепи и заземление отключен-
ного участка; электрическую блокировку для отключения ком-
мутационного аппарата (контактора) при открывании двери
шкафа комплектного устройства; механическую блокировку си-
лового штепсельного разъема с пакетным .выключателем, не по-
зволяющую оперировать штепсельным разъемом при включен-
ном пакетном выключателе.
Комплектное устройство КУПНА выполняется в металличе-
ском шкафу, защищенной конструкции, двустороннего обслу-
живания.
Конструкция комплектного устройства КУПНА предусмат-
ривает: высоковольтный и низковольтный шкафы с отсеком
управления; регулируемую механическую и электрическую бло-
кировки разъединителя с дверью щкафа высокого напряжения
Д5?
для предотвращения открывания дверей при включенном разъ-
единителе и включении разъединителя при открытых дверях;
механическую и электрическую блокировки разъединителя с вы-
соковольтным контактором для предотвращения отключения и
включения разъединителя при включенном контакторе; воз-
можность заземления высоковольтной цепи на выходе вводного
разъединителя.
Вероятность безотказной работы комплектных устройств
ШГС и КУПНА — не менее 0,8 при наработке не менее 16 500 ч;
Рис. 11.38. Муфта кабельного ввода круглого (а) и плоского (б) типов
средний срок службы до списания — 16 лет, среднее время
восстановления — 2 ч.
Трансформаторы в системе энергоснабжения установок
скважинных центробежных насосов выполняются с естествен-
ным масляным охлаждением (масляные трансформаторы),
устанавливаются на открытом воздухе и предназначены для по-
вышения напряжения тока от сетевого (380 В) до необходи-
мого рабочего напряжения электродвигателя у его ввода
с учетом снижения напряжения в кабеле.
Для обеспечения рабочего напряжения электродвигателя
на высокой стороне обмоток трансформаторов предусмотрено
по 5—10 отверстий (отпаек).
Масляный трансформатор состоит из магнитопровода, об-
моток ВН и НН (высокого и низкого напряжения), бака,
крышки с вводами и расширителя с воздухоосушителем.
Бак трансформатора заполняется трансформаторным мас-
лом с пробивным напряжением не ниже 40 кВ.
На крышке бака смонтированы: привод переключателя от-
. ветвлений обмоток ВН (один или два), предназначенный для
160
регулирования напряжения на выходной стороне соединением
соответствующих ответвлений обмоток; ртутный термометр для
измерения температуры масла и расширитель с маслоуказате-
лем и воздухоосушителем для удаления влаги и очистки воз-
духа, поступающего в трансформатор при температурных коле-
баниях уровня масла.
§ 23.	ОБОРУДОВАНИЕ УСТЬЯ СКВАЖИНЫ ДЛЯ ЭКСПЛУАТАЦИИ
УЭЦН
Оборудование устья скважины предназначено для отвода
в манифольд продукции скважины, герметизации пространства
между обсадной колонной и насосно-компрессорными трубами
Рис. П.39. Оборудование устья скважины
с учетом ввода в это пространство кабеля и перепуска газа из
этого пространства при увеличении его давления. Кроме того,
конструкция устьевого оборудования предусматривает исполь-
зование приборов при исследованиях скважины (измерении
давления на выкиде у насосно-компрессорных труб и в затруб-
ном пространстве, измерении уровня жидкости в скважине и
т. д.).
Оборудование устья скважин, эксплуатируемых скважин-
ными центробежными насосами, унифицировано с устьевым
оборудованием, применяемым при других способах эксплуата-
ции скважин (фонтанном, скважинными штанговыми насо-
сами), и между собой.
6 Заказ № 2П9	161
Оборудование устья скважины для эксплуатации этими уста-
новками обозначается ОУЭН и изготавливается в двух исполне-
ниях: исполнение П — с проходными кранами или задвижками
и исполнение Т — с трехходовыми кранами.
Устьевое оборудование состоит из трубной головки 1
(рис. IL39), которая соединяется с обсадной колонной. В труб-
ной головке размещены разъемный корпус 2 и резиновое уп-
лотнение 3. герметизирующее место вывода кабеля 4 и труб.
Уплотнение поджимается разъемным фланцем 5. Трубная го-
ловка имеет отверстие для использования приборов при изме-
рении уровня жидкости в скважине и других исследованиях.
Затрубное пространство скважины соединяется с выходом из
насосно-компрессорных труб через колено 6 и обратный кла-
пан 7.
§ 24. ТРАНСПОРТИРОВАНИЕ И МОНТАЖ СКВАЖИННОГО
ЭЛЕКТРО НАСОС НО ГО АГРЕГАТА
Скважинный электронасосный агрегат, барабан с кабелем,
трансформатор и станция управления транспортируются к сква-
жине на специализированной автомашине с гидрокраном для
погрузки и разгрузки оборудования, а также с приспособле-
нием для его установки и закрепления узлов.
На нефтяных промыслах для перевозки оборудования УЭЦН
применяются агрегаты АТЭ-6 и АТЭ-6М. Монтажной базой
агрегата АТЭ-6 служит шасси автомобиля марки КрАЗ,
АТЭ-6М — самопогрузчик модели 5912 с гидрокраном (табл.
II.5).
Перед монтажом оборудования УЭЦН проводится ряд ра-
бот по проверке и подготовке скважины (определяется кри-
визна скважины; скважина шаблонируется, т. е. проверяется
ее внутренний диаметр; промывается эксплуатационная ко-
лонна) и проверке оборудования УЭЦН.
Трансформатор и станция управления устанавливаются на
специальной эстакаде на расстоянии не менее 20 м от устья
скважины. Корпус станции управления заземляется и ее элек-
трическая цепь соединяется с трансформатором.
Для спуско-подъемных операций применяется механизиро-
ванный кабельный барабан, устанавливаемый в 15—20 м от
устья скважины на специально подготовленной площадке со
стороны присоединения муфты кабельного ввода к электродви-
гателю. Кабель пропускается через кабельный ролик, подве-
шенный над устьем скважины на мачте агрегата подземного
ремонта на высоте 8—10 м.
Насосный агрегат собирают и спускают в скважину в сле-
дующем порядке.
Хомут закрепляют на головке компенсатора, который затем
поднимают над устьем скважины и опускают в нее до посадки
162
Т а б л и ц а II.5
Основные технические показатели агрегатов для перевозки
оборудования УЭЦН
Параметры
АТЭ-б
АТЭ’бМ
Грузоподъемность, т, не более ..................
Максимальная масса перевозимого барабана с кабелем,
т ..............................................
Максимальная скорость агрегата, км/ч ...........
Тяговое усилие лебедки, кН, не более ...........
Максимальный вылет стрелы гидрокрана, м . . .
Грузоподъемная сила гидрокрана при максимальном
вылете стрелы, кН...............................
Угол поворота стрелы гидрокрана в плане, градус . .
Габаритные размеры агрегата, мм.................
длина ......................................
ширина .....................................
высота .....................................
Масса агрегата без груза, кг ...................
Ресурс до капитального ремонта, ч ..............
6,5
5,0
55
70
2,5
7,5
200
10 300
2 750
3 365
13 200
5500
5,8
5,0
60
70
4,0
10
280
10 900
2 750
3 340
13 850
10 800
хомута на колонный фланец. Затем хомут закрепляют на головке
электродвигателя и последний поднимают над устьем сква-
жины. Электродвигатель и компенсатор соединяют. Двигатель
и компенсатор приподнимают и снимают хомут с компенсатора.
Электродвигатель опускают в скважину до посадки хомута на
фланец обсадной колонны. Проверяют сопротивление изоляции
электродвигателя, которое должно быть не менее 100 МОм.
Двигатель наполняют маслом. Проверяют сопротивление изо-
ляции кабеля (не менее 100 МОм), и его муфту соединяют
с колодкой токоввода. Герметичность муфты кабельного ввода
и фланцевое соединение электродвигателя с компенсатором ис-
пытывают давлением 0,5—1,0 МПа в течение 20 мин. Хомут
надевают на протектор, который поднимается над устьем сква-
жины, его вал соединяют шлицевой муфтой с валом двигателя
и сам протектор шпильками соединяют с электродвигателем.
Оборудование приподнимают, освобождают хомут на элект-
родвигателе и опускают до посадки хомута протектора на ко-
лонный фланец. Затем на корпусе протектора стальным поясом
закрепляют плоский кабель. Проверяют сопротивление изоля-
ции между жилами и броней кабеля системы «кабель—двига-
тель» (не менее 50 МОм). С помощью хомута над устьем сква-
жины поднимают нижнюю секцию насоса (в случае односек-
ционного насоса, последний поднимают над устьем скважины
с помощью элеватора). Соединяют валы протектора и насоса
с шлицевой муфтой. Стальными поясами крепят защитные ко-
жухи плоского кабеля (начиная от кабельной муфты). Осво-
бождают хомут на протекторе, и оборудование опускают до
6*	163
посадки хомута секции насоса на колонный фланец. Подни-
мают среднюю или верхнюю секции насоса и соединяют их
с предыдущей секцией. Агрегат приподнимают и снимают хо-
мут. Последний защитный кожух закрепляют на насосно-ком-
прессорной трубе, но до места сращивания плоского кабеля
с круглым.
После спуска первой насосно-компрессорной трубы на ко-
лонном фланце устанавливают пьёдестал для защиты кабеля
от механических повреждений. Стальными поясами кабель
крепят к насосно-компрессорным трубам на расстоянии 200—
250 мм от верхнего и нижнего торцов муфты, а также на рас-
стоянии 150—200 мм от места сращивания. Не допускается
располагать места сращивания на муфтах насосно-компрессор-
ных труб.
После спуска двух-трех насосно-компрессорных труб уста-
навливается обратный клапан, и через одну трубу — спускной
клапан. Спуск осуществляется со скоростью 0,25 м/с, при этом
кабель направляется строго параллельно колонне насосно-ком-
прессорных труб. В процессе спуска через каждые 300 м изме-
ряется сопротивление изоляции системы кабель—двигатель (нс
менее 5 МОм).
Затем устанавливают оборудование устья скважины, кабель
герметизируют, * проверяя сопротивление изоляции системы ка-
бель—двигатель, и кабель подсоединяют к станции управления.
Перед пуском установки аппараты станции управления регу-
лируют в соответствии с номинальным током электродвигателя.
В процессе пускового режима контролируют показания ампер-
метра и вольтметра до наступления установившегося режима
работы электродвигателя (до понижения тока от пускового до
рабочего).
Насосный агрегат поднимают в обратном порядке.
§ 25.	ВЫБОР УСТАНОВКИ СКВАЖИННОГО ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
ДЛЯ ДОБЫЧИ НЕФТИ
Установки по характеристике скважины выбирают в сле-
дующем порядке:
1)	определяют необходимый напор насоса;
2)	с учетом влияния вязкости пластовой жидкости и газо-
содержания на характеристику скважинного центробежного на-
соса определяют параметры насоса для подачи им воды
(с целью выбора типоразмера насоса по данным завода-изгото-
вителя) ;
3)	выбирают несколько установок насосов из числа, вы-
пускаемых промышленностью;
4)	определяют глубину подвески центробежного насоса
в скважине;
164
5)	определяют мощность двигателя насосного агрегата и
уточняют его типоразмер;
6)	проверяют возможность подачи насосом тяжелой жид-
кости;
7)	проверяют параметры выбранного ранее кабеля и на-
сосно-компрессорных труб;
8)	проверяют диаметральные размеры насосного агрегата,
труб и кабеля;
9)	проверяют параметры трансформатора;
10)	сравнивают экономические показатели нескольких пред-
варительно выбранных типоразмеров установок;
11)	проверяют рациональность применения для подъема
жидкости скважинного центробежного насоса по сравнению
с другими способами подъема и видами насосов.
Для выбора установки необходимо знать характеристику
скважины: отбор жидкости из скважины глубину уровня
жидкости в скважине; характеристику пластовой жидкости
(содержание нефти, воды, газа, механических примесей —
песка; плотность и вязкость); размеры обсадной колонны сква-
жины; устьевое давление, скважины для обеспечения подачи
пластовой жидкости до групповой установки сбора нефти или
до нагнетательных скважин (при закачке пластовых вод).
Для выбора насоса необходимо определить давление жид-
кости, которое он должен создавать. Это давление увеличива-
ется с увеличением глубины скважины, гидравлических сопро-
тивлений в трубах, противодавления на устье скважины. С дру-
гой стороны, необходимое давление уменьшается за счет
работы газа, отбираемого из скважины вместе с жидкостью.
Газ по мере приближения к устью скважины расширяется и
увлекает за собой жидкость.
Давление р1Ъ создаваемое насосом, зависит от следующих
величин:
Рн — ёРжНж 'Ь Рс £Рж^г “И Ру>	(I »52)
где рж — плотность пластовой жидкости; 7/ж — глубина уровня
жидкости в скважине при заданном отборе; рс — гидравличе-
ское сопротивление в трубах; HY — высота подъема жидкости
в насосно-компрессорных трубах за счет работы газа; ру —
давление на устье скважины.
При выборе скважинного центробежного насоса необхо-
димо знать параметры для подачи им воды, поскольку техниче-
ские показатели насосов, приводимые в стандартах, техниче-
ских условиях, паспортах, каталогах приведены именно для
таких условий. Поэтому при подаче пластовой жидкости учи-
тывают вязкость и содержание в ней газа, так как эти показа-
тели отрицательно влияют на работу насосных установок.
Пересчет технических показателей насоса, подающего вяз-
кую жидкость, на условия подачи им воды выполняется.
с помощью пересчетных коэффициентов, определяемых по
номограмме П. Д. Ляпкова, с дополнением, данным В. П. Мак-
симовым.
Для насосов с небольшой подачей (до 80 м3/сут) учитывают
нагрев жидкости при прохождении ее около двигателя и через
насос, в результате чего вязкость жидкости уменьшается.
При содержании газа в жидкости на входе в первую ступень
насоса боле.е 7—10 % определяют степень влияния газа на па-
раметры работы насоса. При подаче жидкости малой вязкости
(например, девонской нефти) можно воспользоваться мето-
дом расчета, рекомендуемым П. Д. Ляпковым. Общее число
ступеней насоса условно разбивается на секции по 3—8 ступе-
ней.
Пересчетные коэффициенты kq$ и кн р определяются для
первой секции; = поэтому достаточно знать один из
коэффициентов, который может быть найден при испытании
секции из 3—8 ступеней.
По пересчетному коэффициенту и заданному отбору жид-
кости Qm определяют подачу при нулевом газосодержании. По
характеристике насоса, подающего жидкость без газа, находят
напор насоса и пересчитывают на напор секции.
Напор секции для подачи жидкости с фактическим газосо-
держанием рассчитывают при помощи пересчетного коэффи-
циента. После этого определяют абсолютное давление, создавае-
мое первой секцией, и газосодержание жидкости на входе во
вторую секцию.
По газосодержанию жидкости после первой секции находят
пересчетные коэффициенты для второй секции. Далее порядок
расчетов повторяется вплоть до последней секции насоса. На-
пор насоса, с учетом влияния на его работу газа, получают
суммированием напоров отдельных секций (при необходимости
уточняется число ступеней насоса).
По полученным подаче и напору насоса (при работе на воде)
с использованием стандартов и каталогов находят его необхо-
димый типоразмер. При известном внутреннем диаметре об-
садной колонны скважины определяют допускаемый габарит-
ный размер насосного агрегата (обычно зазор между насосным
агрегатом и обсадной колонной составляет не менее 6 мм).
По габаритному размеру агрегата, заданному отбору жид-
кости, давлению, которое должен создавать насос, выбираются
2—3 типоразмера установок. В стандартах и каталогах приво-
дятся сведения по комплектации насосных агрегатов трубами,
кабелями, трансформаторами, станциями управления. Таким
образом, определяют все оборудование, составляющее уста-
новку скважинного центробежного насоса.
Установку подбирают так, чтобы необходимые подача и на-
пор находились в рабочей части характеристики насоса. При
этом возможна некоторая подгонка параметров выпускаемых
166
промышленностью насосов к характеристике скважины. На
рис. 11.40, а точка А соответствует характеристике скважины
и находится в пределах рекомендуемой рабочей части характе-
ристики 2 насоса по подаче. Но напор, соответствующий точке
.4, меньше напора выпускаемого промышленностью насоса. На-
пор может быть уменьшен изменением числа ступеней в насосе
(рекомендуется снимать не более 20 % ступеней) (рис. 11.40, б).
В некоторых случаях допускается увеличение давления на устье
скважины установкой дросселя (рис. 11.40, в). Однако тогда
происходит нерациональное расходование энергии. Поэтому
Рис. 11.40. Выбор и регулирование насоса по его характеристике:
1 — номинальный режим работы насоса; 2 — рекомендуемая рабочая часть характери-
стики насоса; 3 и 4 — снижение напора и мощности насоса за счет снятия ступеней;
5 — излишний напор насоса, срабатываемый у штуцера; Q' — необходимый отбор жид-
кости из скважины; Н' — необходимый напор; Q" — подача насоса, применяемого без
регулировки его параметров до необходимых; W и jV'— мощность, потребляемая насо-
сом соответственно с полным составом ступеней и при их частичном снятии; N” —
мощность, потребляемая насосом при работе со штуцером
установка дросселя применяется редко, когда необходимо из-
менить режим работы насоса без подъема насосного агрегата.
Такая необходимость возникает при быстром износе насоса и
уменьшении его подачи. В этом случае уменьшают сопротивле-
ние дросселя (производится замена на дроссель с большим ди-
аметром) и таким образом обеспечивают необходимую подачу
насоса.
Глубину подвески насоса определяют главным образом
в зависимости от двух факторов: ухудшения рабочих парамет-
ров системы насосной агрегат — подъемные трубы вследствие
попадания свободного газа на вход насоса (чем меньше погру-
жение под уровень жидкости, тем больший объем газа посту-
пает в насос и тем хуже его характеристика) и уменьшения
затрат на оборудование и ремонт при уменьшении глубины
погружения насоса (меньше длина труб и кабеля, а также глу-
бина, с которой насосный агрегат поднимается для ремонта).
Определение оптимальной глубины подвески насосного агрегата
с учетом указанных факторов можно произвести по методике,
167
разработанной Особым Конструкторским бюро по бесштанго-
вым насосам (ОКБ БН).
Мощность электродвигателя определяют с учетом к. п. д.
насоса при подаче им пластовой жидкости с соответствующей
вязкостью. Для этого применяются пересчетные коэффициенты
для к. п. д. по формуле (11.45). При известных уточненном
к. п. д., подаче и напоре насоса с использованием зависимости
(11.21) находят мощность насоса. По этой мощности коррек-
тируется выбор типоразмера двигателя. Долговечность и безот-
казность работы электродвигателей уменьшаются при их на-
греве. Поэтому целесообразно учитывать нагрев двигателей во
всех выбранных вариантах установок и отдать предпочтение
той, в которой двигатель нагревается меньше.
По параметрам двигателя (пусковому и рабочему току, на-
пряжению и мощности) проверяется кабель. Кабель должен
иметь возможно меньший диаметр, но при этом в нем не
должно теряться более 5—6 % мощности установки, а при
включении двигателя снижение напряжения не должно приво-
дить к невозможности его пуска. Потеря мощности в кабеле
А#к-3/%/.10-8,	(11.53)
где / — сила тока при рабочем режиме двигателя, А; го — ак-
тивное сопротивление кабеля, Ом/м; / — длина кабеля, м.
Активное сопротивление кабеля
г0 = -Ей- [ 1 + a (tK - 20)1.	(11,54)
q
где р2о — удельное сопротивление жил кабеля при 20 °C, обычно
Р2о = О,О195 Ом*мм2/м (с учетом скрутки и нагартовки жил) \q—
номинальное сечение жил, мм2; а — температурный коэффици-
ент линейного расширения, равный 0,004 °С-1;^К — температура
жилы кабеля, °C.
Снижение напряжения в кабеле при симметричной нагрузке
в трех жилах
А £7 = V 3 Inl (го cos ф + Xq sin ф),	(II .55)
где AU — падение напряжения в кабеле, В; /п — сила тока
при пусковом режиме двигателя, А; хо — реактивное сопротив
ление кабеля, Ом/м; совф и snup— коэффициент мощности и
реактивной мощности соответственно.
Обычно Хо=О,1 • Ю~3 Ом/м, совф = 0,85—0,9, 8Шф=0,52 —
0,42. Пусковой ток /п и минимальное допустимое напряжение
берутся по данным завода-изготовителя двигателя.
Определив необходимые типоразмеры труб, насоса, двига-
теля и кабеля, можно проверить соответствие габаритных раз-
меров насосного агрегата внутреннему диаметру обсадных труб
скважины.
168
Прежде всего проверяют диаметральный размер агрегата
с круглым кабелем Dan (рис. 11.41) по муфтам труб и от-
корректированному диаметру круглого кабеля dK, как указыва-
лось выше. Если этот размер не соответствует расчетным дан-
ным, то уменьшаются размеры труб или кабеля (эффективность
остановки при этом снижается).
Затем проверяются размеры насосного агрегата (насоса,
двигателя и кабеля). Диаметральный размер агрегата DaTt
г плоским кабелем
(П.56)
Рис. 11.41. Диаметральный раз-
мер насосного агрегата
где Пд— наружный диаметр элек-
тродвигателя; DH — наружный диа-
метр насоса; — высота плоского
кабеля; s— толщина пояса, крепя-
щего кабель, или хомута (кожуха),
защищающего кабель; As — увели-
чение размера агрегата на высоту
сегмента над плоским кабелем
(примерно равно 0,5—1,5 мм).
Последняя проверка габарит-
ного размера — расчет его по дви-
гателю, муфте трубы и круглому
кабелю. Если этот габаритный раз-
мер превышает допускаемый, тогда
между насосным агрегатом и тру-
бами рассчитанного размера уста-
навливают несколько труб (на 50—30 м длины) меньшего раз-
мера. При этом система насосный агрегат — трубы становится
менее жесткой, возможно большее относительное смещение
осей агрегата и основной колонны труб по горизонтали.
При недопустимо большом размере насосного агрегата под-
бираются его узлы с меньшими размерами. Прежде всего про-
веряют возможность замены кабеля, труб, потом двигателя
или насоса.
По окончании выбора узлов установки, спускаемых в сква-
жину, определяют необходимые типоразмеры трансформатора
и станции управления. Для определения типа трансформатора
необходимо знать электрическое напряжение у устья скважины,
силу тока и мощность.
Для выбора станции управления необходимо знать тип
электродвигателя.
169
§	26. ПЕРСПЕКТИВЫ ПРИМЕНЕНИЯ УСТАНОВОК СКВАЖИННЫХ
ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Установки скважинных центробежных насосов нашли широ-
кое применение на нефтяных промыслах страны. Наряду с усо-
вершенствованием отдельных узлов установки разрабатываются
принципиально новые схемы насосных агрегатов, в частности
агрегата, спускаемого на кабеле-канате; агрегатов для раздель-
ной эксплуатации двух нефтяных пластов через одну скважину.
Первая схема позволяет изменить компоновку насосной ус-
тановки, облегчить и ускорить спуско-подъемные операции, уве-
личить габариты скважинного электронасосного агрегата, объем
подаваемой жидкости и к. п. д. насосного агрегата.
При подаче насоса более 1000 м3/сут значительно возра-
стают гидравлические потери в насосно-компрессорных трубах.
По новой схеме жидкость поднимается по обсадной колонне,
что снижает гидравлические потери. При этом способе в сква-
жинном электронасосном агрегате внизу находится насос, выше
его — гидрозащита электродвигателя и над ней — сам электро-
двигатель. Токоподводящий кабель подсоединяется к обмотке
статора у верхнего торца электродвигателя. Таким образом,
двигатель, гидрозащита и насос по диаметральному размеру
не стеснены кабелем и могут иметь значительно больший габа-
ритный размер, чем при обычной схеме.
Насосный агрегат опирается в скважине на предварительно
опущенный в нее пакер. Пакер герметизирует низ обсадной ко-
лонны и разобщает вход и выход насоса. Насос отбирает жид-
кость из-под пакера и подает ее в обсадную колонну. При этом
жидкость обтекает и охлаждает двигатель.
Насосный агрегат спускается в скважину на трубах малого
диаметра с обычным кабелем или без труб на специальном
грузонесущем кабеле-канате с разрывным усилием 100 кН,
обусловленным весом агрегата, собственным весом кабеля и
усилием срыва агрегата с пакера. Отличие конструкции ка-
беля-каната состоит в замене брони обычного кабеля грузоне-
сущей оплеткой, состоящей из двух рядов проволоки, навитых
в разных направлениях.
Расчетные и опытные работы показали, что спуск насосного
агрегата на кабеле-канате дает возможность примерно в два
раза увеличить мощность и подачу скважинного центробежного
насоса. Спуско-подъемные операции ускоряются в 10—20 раз,
устраняется необходимость проведения трудоемких работ с на-
сосно-компрессорными трубами. Улучшаются энергетические
показатели установки и уменьшается ее металлоемкость.
При использовании кабеля-каната насосный агрегат спуска-
ется в скважину с помощью специальной лебедки. После спуска
кабель заклинивается и уплотняется в трубной головке устья
скважины.
170
Следует отметить, что применение установки с кабелем-ка-
натом ограничено рядом причин. Трудность представляет раз-
работка конструкции кабеля-каната с малым диаметром и до-
статочно гибкого. Недостатком схемы является также труд-
ность ремонта кабеля-каната вследствие необходимости нару-
шения грузонесущей оплетки при ремонте изолирующих слоев
кабеля (в результате их
набухания, поглощения
газа и последующего
разрыва). Перекрытие
обсадной колонны паке-
ром создает осложнения
для исследования нефтя-
ного пласта, для подъема
жидкости при выпадении
из нее парафина, смол и
солей, оседающих на
стенках обсадной колон-
ны и создающих пробки,
затрудняющие подъем
насосного агрегата.
Другие схемы насос-
ной установки позволяют
раздельно эксплуатиро-
вать два нефтяных плас-
та через одну скважину:
один фонтанирующий
(нижний или верхний)
пласт, а другой — эксплу-
атируемый насосом, или
оба пласта, эксплуати-
руемые насосом.
На рис. 11.42, а, б по-
казаны схемы эксплуата-
ции двух нефтяных плас-
тов, фонтанирующего
(Ф) и эксплуатируемого
насосом (Н), через одну
Рис. П.42. Схемы оборудования скважины
для раздельной эксплуатации двух пла-
стов одной скважиной
скважину.
Во всех схемах применены пакеры 1 для разобщения неф-
тяных пластов и трубные якоря 2 для восприятия веса труб при
посадке агрегата на пакер. Якорь предохраняет насосный агре-
гат от больших осевых усилий. Пакер спускают в скважину до
спуска агрегата. Если один из пластов фонтанирует, то в на-
сосно-компрессорных трубах над насосным агрегатом устанав-
ливается забойный дроссель.
При эксплуатации двух пластов насосом (рис. 11.42, в), на-
сосный агрегат имеет дополнительные узлы: камеру регулятора
171
отбора 3 и расходомер 4, Камера регулятора отбора предназ-
начена для уравнивания давления жидкости из обоих пластов
с помощью дросселя. В результате жидкость из пластов, про-
ходя через него, поступает на прием насоса с одинаковым дав-
лением. Необходимый размер дросселя устанавливается авто-
матически с поверхности путем подачи импульса давления в на-
сосно-компрессорные трубы, в результате чего осуществляется
перемещение набора дросселей в новое положение.
Расходомер предназначен для замера дебита одного из пла-
стов и передачи показания на поверхность. На основании этого
показания и замера общего дебита на поверхности определя-
ется дебит другого пласта.
§	27. ТРЕБОВАНИЯ БЕЗОПАСНОСТИ И ОХРАНЫ ОКРУЖАЮЩЕЙ
СРЕДЫ
Требования безопасности предъявляются к элементам кон-
струкции насосных установок и системам управления ими;
к устройству средств защиты, входящих в конструкцию уста-
новок; к проведению транспортных, монтажных и ремонтных
работ, а также к правилам хранения оборудования.
Ниже приведен ряд конкретных требований безопасности
к поверхностным и скважинным центробежным насосным уста-
новкам.
Для нефтяных насосов обязательна их эксплуатация только
с электродвигателями во взрывозащищенном исполнении. До-
пускается применение электродвигателей в обычном исполне-
нии с установкой их в отдельном помещении через раздели-
тельную стенку.
Все открытые движущиеся составные части установок, мо-
гущие служить причиной травмирования обслуживающего пер-
сонала, должны иметь ограждения (кожухи). Например, муфта,
соединяющая валы поверхностного насоса и электродвигателя,
движущиеся составные части механизмов кабеленаматывателя
и кабелеукладчика должны иметь прочное защитное огражде-
ние. Ограждения (кожухи) должны быть надежно закреплены
и при необходимости частого осмотра иметь скобы или другие
устройства для удобного и безопасного их снятия.
Составные части оборудования массой более 20 кг, имею-
щие неудобную для строповки конструкцию, должны иметь
специальные устройства (отверстия, приливы, рым-болты и
т. п.) для подъема грузоподъемными средствами. Эти устрой-
ства должны размещаться с учетом положения их центра тя-
жести.
Монтаж и ремонт элементов установок, находящихся на вы-
соте 1800 мм и более от уровня земли, должны выполняться
со специальных площадок, выполненных в соответствии
с ГОСТом.
172
Насосы, подающие нефть и нефтепродукты, должны иметь
отвод утечек из насоса.
Детали уплотнений нефтяных насосов должны выполняться
из материалов, не дающих искрообразования.
Уплотнения насосов должны исключать возможность про-
никновения подаваемой жидкости и нефтяных газов из корпуса
насоса в машинный зал.
Конструкция устьевого оборудования насосных и нагнета-
тельных скважин должна обеспечивать:
герметизацию трубного, затрубного и межтрубного прост-
ранств;
возможность спуска в скважину скважинного оборудования,
приборов для контроля;
возможность закачки газа, жидкости или другого рабочего
агента в межтрубное, затрубное и трубное пространство сква-
жины и сброса давления из затрубного пространства;
возможность установки манометров для контроля давления
в трубном и затрубном пространстве скважины (для смены
манометров и защиты их от замерзания и контакта с рабочей
средой должна предусматриваться их установка с разделите-
лем сред и запорным устройством).
Конструкция направляющего ролика должна обеспечивать
свободное (без заклинивания) набегание кабеля, а также иск-
лючать возможность его соскакивания.
Диаметр направляющего ролика должен быть не менее 25
диаметров кабеля наибольшего размера.
В конструкции направляющего ролика для компенсации не-
равномерности движения и натяжения кабеля при спуско-подъ-
емных операциях должен предусматриваться амортизатор.
Скорость вращения кабеленаматывателя должна быть не
более 0,25 м/с. Конструкция кабеленаматывателя должна обес-
печивать плавную, без рывков и плотную (виток к витку) на-
мотку кабеля и автоматическую остановку при недопустимой
натяжке кабеля.
От станции управления до устья скважины (расстояние не
менее 20 м) кабель подвешивается на металлических стойках
на высоте 0,5 м, расстояние между стойками — не более 3 м.
В местах пересечения дороги кабель помещается в метал-
лическую трубу.
Кабель должен иметь открытое соединение для избежания
прохода по кабелю газа из скважины в помещение станции
управления и для предотвращения взрывоопасной концентра-
ции газа.
Заземлению подлежат: специальный болт с шайбой на
электродвигателе поверхностного насоса; оборудование устья
скважины при эксплуатации скважинным центробежным насо-
сом; металлический корпус соединительной коробки кабеля;
корпуса станции управления, трансформаторов, броня кабеля
173
(сопротивление контура заземления должно быть не более
4 Ом).
При монтаже в одном канале, в одной трубе или металло-
рукаве электропроводов для различных напряжений все про-
вода должны быть выбраны с изоляцией по высшему напряже-
нию.
Дверцы шкафов с электрооборудованием должны быть сбло-
кированы с вводным выключателем таким образом, чтобы иск-
лючалась возможность их открывания при включенном вводном
выключателе.
Станция управления оборудуется коммутационной и защит-
ной аппаратурой с указанными в соответствующем разделе
функциями.
К охране окружающей среды в настоящее время предъявля-
ются особенно строгие требования. По отношению к насосам
для подачи нефти, нефтепродуктов и агрессивных жидкостей
эти требования выражаются в недопущении применения насо-
сов, конструктивные особенности или эксплуатационные харак-
теристики которых заведомо приводят к загрязнению земель и
водоемов, наносят ущерб флоре и фауне. Насосные установки
должны предусматривать герметичные системы для сбора и
отвода утечек жидкости для последующей их утилизации.
Глава III
КОМПРЕССОРЫ
Компрессоры представляют собой машины для сжатия и пе-
ремещения газообразных агентов, например, воздуха, кисло-
рода, водорода, природного газа и т. п. (далее по тексту —
газа). Они нашли широкое применение в народном хозяйстве,
в тохм числе в нефтяной и газовой промышленности.
Области применения компрессоров в этих отраслях следу-
ющие:
подъем пластовой жидкости на поверхность при компрес-
сорном способе добычи нефти;
закачка газа в нефтяные пласты с целью поддержания и
восстановления пластового давления;
закачка газа в подземные хранилища;
освоение скважин после бурения и ремонта;
подача воздуха в пневматические системы буровых уста-
новок;
подача окислителя (воздуха) в нефтяные пласты при экс-
плуатации месторождений с применением внутрипластового
движущегося очага горения;
сбор газа при эксплуатации нефтяных и газовых месторож-
дений и подача его на головную компрессорную станцию;
сжатие нефтяного газа в сепарационных установках;
транспортирование газа по магистральным трубопроводам;
подача воздуха в пневматические системы различных грузо-
подъемных, транспортных и других машин, приборов, инстру-
ментов и приспособлений, применяемых в нефте- и газодобыче;
опрессовка трубопроводов, емкостей и т. п. в процессе ис-
пытания их на прочность и плотность;
перемещение газа в установках заводов по переработке
нефти и газа;
удаление газа с целью создания в какой-либо полости ваку-
ума;
вентиляция с целью охлаждения оборудования и циркуля-
ции воздуха в помещениях;
теплопередача (в охлаждающих рубашках машин, подогре-
вателях, холодильных установках).
§ 1. ВИДЫ И КЛАССИФИКАЦИЯ КОМПРЕССОРОВ
Все компрессоры можно условно подразделить на два вида:
динамические и объемные.
В динамических компрессорах газ сжимается путем увеличе-
ния его скорости и превращения кинетической энергии газа
175
в энергию давления. В объемных компрессорах — в результате
уменьшения объема рабочего пространства.
К динамическим компрессорам относятся центробежные,
осевые компрессоры и центробежные вентиляторы.
Центробежные компрессоры и вентиляторы по принципу
действия и конструкции подобны центробежным насосам; осе-
вой компрессор — осевому насосу. Конструктивные особенности
динамических компрессоров в отличие от насосов связаны со
сжимаемостью перемещаемой газовой среды (это свойство газа
определяет конструктивные особенности и объемных компрес-
соров) и большими частотами вращения валов компрессоров
(более 200 с"1).
К объемным компрессорам, по аналогии с объемными насо-
сами, относятся поршневые и роторные. Классификационным
признаком поршневого компрессора является наличие в каче-
стве рабочего органа поршня или плунжера. Принцип его дей-
ствия подобен принципу действия поршневого насоса.
К роторным компрессорам относятся пластинчатые, жид-
костнокольцевые, коловратные, винтовые и некоторые другие
типы компрессоров. В них, так же как и в роторных насосах,
осуществляется вращательное или вращательное и возвратно-
поступательное движение рабочих органов независимо от ха-
рактера движения ведущего звена. Их конструкция и принцип
действия аналогичны.
К компрессорам (компрессорным машинам) относятся
собственно компрессоры, вентиляторы и вакуумные компрес-
соры.
В результате сжатия газа давление на выходе компрессора
Р2 становится больше давления на входе в него pi. Отношение
этих величин представляет собой степень повышения давления
компрессором 8 = рг/рь
Когда требуется обеспечить е = 1—1,15, применяются вен-
тиляторы (вентиляторы практически не сжимают газ и поэтому
их принцип действия мало отличается от принципа действия
насоса). Для получения е>1,15 применяют компрессоры. Для
е<2,5—3 — неохлаждаемые компрессоры, так называемые на-
гнетатели, воздуходувки, продувочные насосы.
Вакуумные компрессоры применяются для удаления газа из
ограниченного пространства (сосуда, резервуара). Давление на
выходе вакуумного компрессора обычно равно атмосферному,
но в результате создания разряжения в сосуде или в резерву-
аре, степень повышения давления вакуумным компрессором
может достигать ббльших значений, по сравнению с другими
компрессорными машинами.
Компрессоры подразделяются:
по давлению на выходе компрессора — низкого (до 1 МПа),
среднего (до 10 МПа), высокого (до 100 МПа) и сверхвысо-
кого давления (более 100 МПа);
176
по виду перемещаемого газа — воздушные, кислородные,
для природного газа, аммиака, водорода, азота и т. д.;
по величине подачи;
по месту установки — стационарные, передвижные, встроен-
ные (компрессор является узлом другой машины или аппа-
рата);
по приводу — от электродвигателя, двигателя внутреннего
сгорания;
по числу ступеней и потоков — одно-, двух- и многоступен-
чатые; одно-, двух- и многопоточные;
по системе охлаждения — без искусственного охлаждения;
с воздушным охлаждением, с внутренним водяным охлажде-
нием; с внешним охлаждением в одном, двух и т. д. промежу-
точных охладителях; с впрыскиванием охлаждающей жидкости.
Компрессоры, помимо указанных общих различий, могут
подразделяться по конструктивному исполнению того или иного
их типа. Например, поршневые компрессоры могут подразде-
ляться:
по числу поршней или плунжеров — одно-, двух-, трех- и
многопоршневые; одно-, двух-, трех- и многоплунжерные;
по виду передающего движения механизма— передача от
двигателя к поршню компрессора через кривошипно-шатунный
механизм; через шток без кривошипно-шатунного механизма
(к последним относится и свободно-поршневой дизель-компрес-
сор, поршни которого соединены с поршнями двигателя внут-
реннего сгорания штоком (см. § 2.10);
по расположению компрессорных цилиндров — угловые, вер-
тикальные и горизонтальные.
Роторные компрессоры бывают одновальными (пластинча-
тые, жидкостнокольцевые, трохоидные, с катящимся ротором)
и двухвальными (коловратные, винтовые).
Центробежные компрессоры (так же как и центробежные
насосы): одно- и многокорпусными; консольными, с выносными
опорами; с осевым, боковым и двусторонних входом; с торце-
вым разъемом, с осевым разъемом и с двойным корпусом.
Особенности конструкций указанных типов компрессоров
рассматриваются в следующих разделах.
Прежде чем приступать к рассмотрению теоретических и
практических вопросов, относящихся к компрессорам, необхо-
димо условиться относительно терминологии в данной области.
Принимая во внимание необходимость применения едино-
образной терминологии и учитывая функциональную сходность
насосов и компрессоров (первые служат для подачи жидкости,
вторые — для подачи газа), допустимо формальное применение
в науке, технике и производстве некоторых основных понятий
насосов в качестве основных понятий компрессоров. Это, в част-
н *<ти, может относиться к основным техническим показателям
?мпрессоров: объемной и массовой подаче; давлению на входе
177
и выходе; удельной и полезной удельной работе; мощности и
полезной мощности; к, п. д. и механическому к. п. д.
Вместе с тем следует помнить, что определения понятий
в области насосов и компрессоров не идентичны. Это связано
в первую очередь с принципиальными особенностями работы
компрессоров, обусловленными сложностью процесса сжатия
газа. К ним относятся: характерные условия теплообмена в ком-
прессорной машине, связанные с повышением температуры газа
при его сжатии; неравномерное изменение состояния газа в раз-
личных частях газового потока из-за перетечек газа из одной
полости компрессора в другую и наличия остатков газа в «мерт-
вом» (вредном) пространстве цилиндра поршневого компрес-
сора.
Кроме того, определения понятий насосов нельзя полностью
переносить на область компрессоров вследствие наличия спе-
цифических конструктивных отличий компрессоров, обуслов-
ленных свойствами перемещаемого газа.
§ 2. ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
Принцип действия, термодинамические основы работы
компрессора
Принципиальная схема поршневого компрессора (рис. III. 1)
включает цилиндр /, поршень 2, всасывающий 3 и нагнетатель-
ный 4 клапаны, шток 5 и кривошипно-шатунный механизм, со-
стоящий из крейцкопфа 6, шатуна 7 и кривошипа 8.
Рабочий процесс в поршневом компрессоре осуществляется
за четыре этапа:
1	—расширение газа во вредном пространстве цилиндра
компрессора (в клапанах и околоклапанном пространстве, в за-
зоре между крышкой цилиндра и плоскостью ЛЛ, соответ-
ствующей крайнему положению поршня);
2	— всасывание (расширение и всасывание происходят при
движении поршня от плоскости ЛЛ до плоскости ВВ на длине
хода поршня s; при этом всасывающий клапан открывается не
сразу, а лишь после того, как газ, находящийся во вредном
пространстве цилиндра, расширится, и его давление станет
меньше давления во всасывающей линии, в этот момент откро-
ется клапан 3, и газ начнет поступать в цилиндр компрессора);
3	— сжатие (происходит при движении поршня от плоскости
ВВ до плоскости СС);
4	— нагнетание (происходит при движении поршня от плос-
кости С С до плоскости ЛЛ; нагнетание газа в трубопровод на-
чинается тогда, когда давление газа в цилиндре превысит дав-
ление в нагнетательной линии, в этот момент откроется клапан
4, и газ начнет поступать в трубопровод).
178
Расширение и сжатие газа в компрессоре связаны с изме-
нением его температуры и являются объектом изучения техни-
ческой термодинамики.
Характер изменения объема газа зависит от условий тепло-
обмена между газом, деталями компрессора и окружающей
средой. В зависимости от этого сжатие или расширение могут
происходить:
без теплообмена (адиабатический процесс); т. е. с нагре-
вом газа при его сжатии или охлаждением газа при его расши-
рении;
с частичным теплообменом (политропический процесс);
?ис. III.1. Схема
-зршневого компрес-
сора
с полным теплообменом (изотермический процесс), т. е.
с сохранением одной и той же, постоянной при сжатии и рас-
ширении, температуры газа.
Как видно из определений, адиабатический и изотермиче-
ский процессы являются частными случаями политропического
процесса.
Политропический процесс изменения состояния идеального
газа удовлетворяет уравнению
pVn = idem,	(III Л)
где р — давление; V — объем газа; п — показатель политропы.
При адиабатических процессах п обозначается через k и на-
зывается показателем адиабаты. Показатель адиабаты опреде-
ляется как отношение удельных (или молярных) теплоемкостей
газа при постоянном давлении и постоянном объеме. Для одно-
атомных газов 6=1,67, для двухатомных 6=1,40—1,41, для
трех- и многоатомных 6=1,2—1,3.
Показатель адиабаты смеси различных газов определяют из
формулы
(III.2)
где k — показатель адиабаты смеси газов; ki — показатели
адиабаты составляющих компонентов; Гг — объемные доли ком-
понентов.
179
При политропических процессах показатель политропы п
может принимать значения от единицы до k (показатель адиа-
баты) и быть больше k.
При изотермическом процессе п=1.
В поршневом компрессоре расширение и сжатие газа пред-
ставляют собой политропические процессы, которые характери-
зуются изменением показателя политропы в течение цикла
работы компрессора. Для упрощения зависимостей при термо-
динамическом расчете компрессоров этот фактор обычно не учи-
тывается и принимается, что процессы, происходящие в порш-
невом компрессоре, являются политропическими с постоянным
показателем политропы.
Изменение температуры газа можно определить, используя
уравнение состояния идеальных газов
pV-=mRT.	(Ш.З)
где т — масса газа; R— газовая постоянная (удельная); Т —
температура газа.
Для политропического процесса температура после сжатия
равна
,	(Ш-4)
pi /
где ?2 — конечная температура газа после сжатия; Т\ — на-
чальная температура газа.
Индикаторная диаграмма идеального рабочего процесса
При рассмотрении идеального рабочего процесса в поршне-
вом компрессоре принимаются следующие допущения:
сопротивление движению потока газа (в том числе и в кла-
панах компрессора) отсутствует;
давление и температура газа во всасывающей и нагнета-
тельной линиях постоянны;
давление и температура на этапах всасывания и нагнета-
ния не меняются;
вредное пространство в цилиндре компрессора отсутствует;
потери мощности на трение и утечки газа отсутствуют.
На рис. III.2 показана индикаторная диаграмма идеального
рабочего процесса, которая представляет собой графическое
изображение изменения давления газа в цилиндре компрессора
в зависимости от перемещения поршня.
Этапу сжатия газа соответствуют линии 1—2, При изотер-
мическом процессе это будет кривая 1—2"г, при адиабатиче-
ском 1—2', а при политропическом 1—2 или 1—2”. Политропи-
ческий процесс сжатия (линия 1—2) соответствует уменьшению
объема газа с Vi ro V2, при этом давление увеличится от pi до
Р2, а температура — от Т\ до Т2. Этапу нагнетания газа соответ-
ствует линия 2—3, Давление и температура газа, согласно при-
180
Рис. IIL2. Индикаторная диаграмма
идеального рабочего процесса
пятому допущению, остаются в этот период неизменными (р%
и Т2). Весь объем сжатого газа V2 перемещается в нагнетатель-
ный трубопровод, т. е. соблюдается допущение об отсутствии
вредного пространства в цилиндре компрессора. За период 3—4
давление в цилиндре снижается до давления во всасывающем
трубопроводе (pi), нагнетательный клапан закрывается, и с на-
чалом движения поршня вправо открывается всасывающий
клапан. Этапу всасывания соответствует линия 4—1. На этом
этапе, согласно принятому до-
пущению, давление и темпера-
тура газа не меняются, в ци-
линдр поступает объем газа Vi.
Работа сжатия газа с дав-
лением на входе в цилиндр pi
до давления на выходе из него
г-2 за время двойного хода
поршня (поршень возвраща-
ется в первоначальное положе-
ние) пропорционально площа-
ди индикаторной диаграммы,
ограниченной линиями, соеди-
няющими точки /, 2, 3 и 4.
В данном случае идеаль-
ного рабочего процесса в пор-
шневом компрессоре, когда
исключены все непроизводи-
тельные потери энергии, мощ-
ность компрессора равна по-
лезной мощности. Таким обра-
зом, площадь индикаторной диаграммы 1—2—3—4 соответст-
вует энергии, подводимой к компрессору, и величине полезной
работы сжатия газа.
При изотермическом процессе сжатие газа происходит без
нагрева и его конечная температура ниже, чем при адиабати-
ческом или политропическом процессе. Поскольку компрессор
предназначен только для сжатия газа, то повышение темпера-
туры газа не является полезной частью работы компрессора.
Поэтому изотермический процесс, при котором не происходит
повышения температуры газа, наиболее эффективен. При изо-
термическом процессе сжатия газа с давлением р{ до давления
02 затрачивается меньше энергии, чем при адиабатическом или
политропическом процессе. Площадь индикаторной диаграммы,
соответствующая изотермическому процессу сжатия газа —
1—2'"—3—4,— наименьшая. Изотермический процесс практиче-
ски неосуществим, и сжатие газа в компрессорах происходит
при политропическом или адиабатическом процессе.
Работа при идеальном рабочем процессе в поршневом ком-
прессоре равна сумме работы сжатия газа (Li) и работы вы-
181
теснения газа в нагнетательный трубопровод (£2) за вычетом
работы, обусловленной энергией газа, имеющейся у него уже
во всасывающей линии (L3).
Работа сжатия газа с давлением рх до давления р2 характе-
ризуется площадью индикаторной диаграммы 1—2—6—7. При
политропическом процессе
Li ==---— (p2V2—PiV t).
ti — 1
Работа нагнетания (площадь 2—3—5—6)
L>2 — P1V2-
Работа, совершаемая за счет имеющейся у газа энергии
(площадь 1—4—5—7),
Ls-PiVi.
Тогда работа, соответствующая идеальному рабочему про-
цессу в компрессоре,
L Li + L2— L3  -----— (p2V2—PiVi) + p2V2— PiVi =
n— 1
_ (ftV2 — P1V1).
(Ш.5)
Учитывая, что при политропическом процессе
выражение (Ш.4) можно преобразовать
(Ш.6)
Аналогично получается выражение для определения работы
при адиабатическом процессе
(Ш.7)
Реальные газы отличаются по своим свойствам от идеаль-
ного газа. Это отличие в случае больших давлений и темпера-
тур, создаваемых компрессором, при определении работы сжа-
тия реального газа учитывается коэффициентом сжимаемости
газа.
Индикаторная диаграмма реального рабочего процесса
Отличие реального рабочего процесса в поршневом компрес-
соре от идеального обусловлено прежде всего наличием вред-
ного пространства. После этапа нагнетания во вредном про-
странстве цилиндра компрессора остается некоторый объем
сжатого газа. Другим отличием является изменение давления,
объема и температуры газа в результате затрат энергии на
182
преодоление сопротивления движению потока газа в клапанах,
линиях всасывания и нагнетания, а также теплообмена газа
при контакте с деталями и смешивания газа, поступающего
з цилиндр компрессора, с газом, заполняющим вредное про-
странство.
Этапу сжатия газа с давлением р\ rq давления р% при ре-
альном рабочем процессе в компрессоре соответствует линия
I—2 индикаторной диаграммы (рис. III.3). В начальный мо-
мент сжатия относительно холодный газ получает теплоту от
нагретого цилиндра компрес-
сора. Таким образом, на на-
чальном участке сжатие про-
исходит с подводом теплоты
к газу, и политропа, соответст-
вующая реальному рабочему
процессу, отклоняется вправо
от политропы идеального ра-
бочего процесса (пунктирная
линия). В конце сжатия тем-
пература газа повышается и
становится больше темпера-
туры цилиндра компрессора.
На этом участке сжатие про-
исходит с отводом теплоты от
газа, и политропа реального
рабочего процесса отклоняется
влево от политропы идеально-
го. Вследствие того, что пока-
затель политропы реального
сжатия непостоянен, при его
расчете используется показа-
тель эквивалентной политропы.
Этапу нагнетания реального рабочего процесса соответст-
вует линия 2—3, Повышенное, по сравнению с идеальным
рабочим процессом, давление в цилиндре компрессора обуслов-
Рис, Ш.З. Индикаторная диаграмма
реального рабочего процесса
ливается сопротивлением движению потока газа в нагнетатель-
ном клапане и нагнетательной линии. Волнистость линии нагне-
тания является следствием непостоянного сопротивления дви-
жению потока газа. Это происходит из-за изменения скорости
поршня компрессора, а следовательно, и скорости газа, а также
из-за пульсации давления в нагнетательной линии и вибрации
пластин нагнетательного клапана.
При реальном рабочем процессе в компрессоре за этапом
нагнетания следует этап расширения газа (линия 3—4), Газ
с давлением рз, оставшийся во вредном пространстве объемом
расширяется до давления р4 и занимает объем V4. При этом
поршень компрессора движется вправо. Этап расширения за-
канчивается, когда открывается всасывающий клапан; в этот
183
момент давление в цилиндре будет меньше, чем во всасываю-
щей линии.
Этап расширения характеризуется отводом теплоты от сжа-
того газа в начале процесса, а затем ее подводом к газу. По-
казатель политропы расширения газа поэтому непостоянен (так
же как и в процессе сжатия), и расчет процесса ведется по по-
казателю эквивалентной политропы.
За этапом расширения следует этап всасывания газа (ли-
ния 4—/).
Пониженное, по сравнению с идеальным рабочим процессом,
давление в цилиндре компрессора обусловливается сопротивле-
нием движению потока газа во всасывающем клапане и вса-
сывающей линии. Волнистость линии всасывания — непостоян-
ным сопротивлением движению потока газа. Это происходит
вследствие изменения скорости поршня компрессора и в резуль-
тате скорости газа, а также из-за пульсации давления во вса-
сывающей линии и вибрации пластин всасывающего клапана
(т. е. объясняется аналогичными причинами, существующими
на этапе нагнетания).
Работа при реальном рабочем процессе в поршневом ком-
прессоре (£инд) определяется площадью индикаторной диа-
граммы 1—2—3—4. Работа £Инд включает заштрихованные
площади, которые определяют ее разницу по сравнению с ра-
ботой при идеальном рабочем процессе в компрессоре.
Работа, определяемая площадью 3—Зг—4', затрачивается
на сжатие газа, который остается во вредном пространстве.
Эта непроизводительная работа становится полезной на этапе
расширения, когда сжатый во вредном пространстве газ давит
на поршень компрессора.
Приближенно считают, что наличие вредного пространства
цилиндра не влияет на величину работы £Инд. Отрицательное
влияние увеличения объема вредного пространства заключается
в уменьшении подачи компрессора.
Подача компрессора
Различают объемную и массовую подачи компрессора, ко*
торые определяются соответственно как отношение объема или
массы подаваемого газа ко времени на входе в компрессор или
выходе из него.
Объемная подача газа на выходе из компрессора приво-
дится к стандартным условиям — к температуре 293,15 К
(20 °C), давлению 1013,25 гПа.
Подача однопоршневого компрессора (см. рис. Ш.З)
V-XVsn,	(Ш.8)
где X — коэффициент подачи; Vs— объем, описываемый порш-
нем при движении в одну сторону; п — число двойных ходов
поршня в единицу времени.
184
Коэффициент подачи X зависит от нескольких факторов
% =	(Ш 9)
где /.о — объемный коэффициент; %г — коэффициент герметич-
ности; Хт — температурный коэффициент; — коэффициент
давления.
Объемный коэффициент показывает, насколько полно ис-
пользуется рабочий объем цилиндра компрессора (учитывает
эбъем вредного пространства):
(ШЛО)
Принимаем условно рз«р2 и Р4^Рь т. е. упрощаем индикатор-
ную диаграмму на рис. Ш.З. Из индикаторной диаграммы:
Vp==Vs + Vb-V4.
Объем V4 определяется из уравнения
Р.#в = ?4У4-
здесь п — показатель эквивалентной политропы.
Тогда
v„ = vs + vB-M—F
\ Р4 )
Ув
Vs
— 1 =1—а(е1^—1),

(III.11)
где a=VB/Vs — относительный объем вредного пространства.
Коэффициент герметичности Аг учитывает утечки газа в кла-
панах, поршнях, уплотнениях компрессора. Коэффициент гер-
метичности равен отношению объему газа на выходе компрес-
сора к объему газа на входе в него (величины объемов газа
на входе и выходе компрессора приводятся к одинаковым ус-
ловиям). Значение коэффициента герметичности находится
в пределах 0,95—0,98. Подача газа на выходе из компрессора,
таким образом, всегда меньше подачи газа на его входе, за
счет утечек газа через неплотности.
Температурный коэффициент Хт учитывает повышение тем-
пературы газа в результате теплообмена с деталями цилиндра
компрессора и, как следствие, уменьшение подачи компрессора
за счет увеличения объема газа в цилиндре, и соответственно
уменьшения объема газа, поступающего в цилиндр из всасы-
вающей линии. Температурный коэффициент
K-TJTly	(Ш.12)
де Т4— температура газа в начале всасывания; Т\ — темпера-
тура газа в конце всасывания.
185
Температурный коэффициент зависит от степени повыше-
ния давления компрессором, поскольку этот показатель обус-
ловливает температуру подаваемого газа и деталей цилиндра
компрессора. Следовательно, чем лучше охлаждение цилиндра
компрессора, чем ниже температура газа на этапе сжатия, тем
больше температурный коэффициент и подача компрессора.
Коэффициент давления учитывает уменьшение давления
газа в цилиндре компрессора при всасывании (по сравнению
с давлением во всасывающей линии) и, как следствие, умень-
шение подачи компрессора. Уменьшение давления газа в ци-
линдре происходит из-за сопротивления движению потока газа
во всасывающих клапанах. В результате газ в цилиндре рас-
ширяется и соответственно уменьшаются объем газа, поступаю-
щего в цилиндр из всасывающей линии, и подача компрес-
сора. Подача компрессора обусловлена уменьшением давления
в конце этапа всасывания. Коэффициент давления находится
в пределах 0,95—0,98. На подачу компрессора влияют также и
другие факторы, например, конденсация некоторых компонен-
тов газа (это происходит, в частности, при ступенчатом сжа-
тии газа в охладителе между ступенями).
Ступенчатое сжатие газа
Во многих технологических процессах используется газ вы-
сокого давления. Вследствие невозможности его получения
в одноступенчатых компрессорах, выпускаются компрессоры
с двумя, тремя, четырьмя и более ступенями. Конструкции та-
ких компрессорных установок значительно усложняются, но их
применение обусловлено рядом причин, рассматриваемых ниже.
Как отмечалось, работа при адиабатическом процессе
больше работы при изотермическом процессе сжатия газа.
С увеличением степени повышения давления компрессором
сжатие газа приближается к адиабатическому процессу. Для
уменьшения работы сжатия применяется ступенчатое сжатие
газа с охлаждением его в охладителях, расположенных между
ступенями компрессора. В результате охлаждения газа устра-
няется и другая причина, обусловливающая применение ступен-
чатого сжатия, это недопустимое повышение температуры газа
при большой степени повышения давления одноступенчатым
компрессором. Температура на этапе сжатия газа не должна
достигать значений, при которых происходит изменение свойств
компрессорного масла. С повышением температуры газа вяз-
кость масла уменьшается, ухудшаются условия смазки и уве-
личивается износ трущихся деталей компрессора. При достиже-
нии температур порядка 180—200 °C масло разлагается, в ре-
зультате чего поверхности деталей цилиндра компрессора и
нагнетательная линия покрываются нагаром. Это ухудшает ох-
лаждение компрессора и нарушает его нормальную работу
186
«увеличивается трение между поршневыми кольцами и цилинд-
ром, возможны поломки колец и задиры поверхности цилиндра,
ухудшается работа клапанов, возникает опасность самовозго-
рания и взрыва в нагнетательной линии).
Увеличение степени повышения давления связано также
с увеличением объема газа, остающегося во вредном простран-
стве, при его расширении
перед началом всасыва-
ния. Это приводит к тому,
что объем газа на входе
з компрессор уменьшает-
ся с увеличением степени
повышения давления, и
может достигнуть нуле-
вого значения, т. е. этап
всасывания не будет про-
исходить и подача газа
прекратится. Объемный
коэффициент Хо, учиты-
вающий объем вредного
пространства, в этом слу-
чае будет равен нулю.
Критическая степень по-
вышения давления для
условия Хо = 0 опреде-
ляется из уравнения
(IH.il):
е = (— + 1Г.	(III.13)
\ а /
Применение ступенча-
того сжатия обеспечивает
лроле того и уменыпе- рис Индикаторная диаграмма иде-
ние сил, действующих на ального рабочего процесса в двухступен-
лоршень и детали при-	чатом компрессоре
вода компрессора. Это
объясняется тем, что для достижения определенной степени
повышения давления в одноступенчатом компрессоре приме-
няется поршень большего диаметра, и давление в его цилиндре
также будет больше по сравнению с многоступенчатым ком-
прессором.
Указанные причины ограничивают степень повышения дав-
ления одной ступени компрессора значением 8—4.
На рис. III.4 показана индикаторная диаграмма идеального
рабочего процесса в двухступенчатом компрессоре. В первой
ступени сжатие происходит так же, как и в одноступенчатом
компрессоре. Когда газ из первой ступени подается в охлади-
тель, во второй ступени осуществляется этап всасывания газа
187
после охладителя. Подача газа второй ступенью происходит
при закрытом всасывающем клапане этой ступени.
Температура газа, поступающего после сжатия из первой
ступени в охладитель, понижается в нем до температуры газа
на входе в первую ступень компрессора 1\ (пунктирная линия
1—а соответствует изотермическому процессу сжатия газа).
Таким образом, состояние газа после охладителя соответствует
сжатию его в первой ступени по изотермическому процессу.
Изобарический процесс, т. е. процесс, протекающий при посто-
янном давлении (линия 2—Г), характеризуется охлаждением
газа при его движении от первой до второй ступени компрес-
сора через охладитель. Этапу сжатия во второй ступени соот-
ветствует линия /'—2'.
При одноступенчатом сжатии без промежуточного охлажде-
ния этому процессу соответствует линия 1—6. Таким образом,
в двухступенчатом компрессоре работа сжатия газа меньше ра-
боты сжатия газа в одноступенчатом компрессоре на величину
площади 2—b—2'—Г индикаторной диаграммы.
Работа сжатия газа в двухступенчатом компрессоре:
L = —— рУг Г	,/П—11 +
« — 1	L \ Pi / J
Если температура газа после охладителя становится равной
температуре газа на входе в первую ступень компрессора, то
Тогда
P,V, = P,V,.
(III.14)
Анализируя формулу (III.14), можно определить, что ра-
бота сжатия газа в двухступенчатом компрессоре будет мини-
мальна, если
Р? = PlP'2
ИЛИ
p2/Pi = p2/p2,	(II 1.15)
где	—степень повышения давления первой ступенью
компрессора; р2/р2 = е2 — степень повышения давления второй
ступенью компрессора.
Преобразуя равенство (III.15), получаем.
где е — степень повышения давления компрессором.
С учетом равенства (III.12):
t
s1s2VE-	(III.16)
188
Аналогично определяется степень повышения давления од-
ной ступенью компрессора с z ступенями
_ g2 _
(III.17)
Уравнения (III.16), (III.17), соответствуют процессу сжатия
газа с наименьшей затратой работы, при этом степени повыше-
ния давления каждой из ступеней компрессора равны между
собой и температура на выходе из компрессора имеет наимень-
шее значение.
В зависимости от е применяются компрессоры со следую-
щими числами ступеней z\
8<7	5—30	13—150	35—400	150—1100
z 1	2	3	4	5—7
При реальном процессе работа сжатия увеличивается за
счет потерь мощности в клапанах, недостаточного охлаждения
газа, изменения свойств газа при сжатии и других факторов.
Практически реальный рабочий процесс ступенчатого сжатия
газа соответствует идеальному рабочему процессу. Небольшие
отклонения в распределении давлений по ступеням обуслов-
лены указанными причинами, а также конструктивными сооб-
ражениями.
Мощность компрессора
Мощность М потребляемая компрессором, слагается из ин-
дикаторной мощности Л^инд, которая определяется по площади
индикаторной диаграммы рабочего процесса, мощностей, затра-
чиваемых на механические потери в самом компрессоре ЛГМ1 и
передачах (ременная передача, редуктор и т. п.) от приводя-
щего двигателя к компрессору ЛГм2, и мощности #всп, затрачи-
ваемой на привод вспомогательных механизмов (например,
масляного насоса):
$ — Nинд 4-	+ №всн-
ЦИ.18)
Индикаторная мощность, затрачиваемая па сжатие газа, оп-
ределяется по формуле
ЛГинд-Ьинд/Л	(III.19)
где t — время.
Работа £инД зависит от характера процесса сжатия (адиаба-
тический, политропический или изотермический).
Индикаторная мощность многоступенчатого компрессора
определяется как сумма индикаторных мощностей всех ступе-
ней компрессора.
Мощность ЛГмь затрачиваемая на механические потери
в компрессоре, слагается из потерь мощности в опорах сколь-
189
жения или качения, в местах трения в уплотнительных устрой-
ствах и у поршня.
Потери мощности NMi учитываются механическим к. п. д.
Лм1 == ^ишЛ^инд + NU1),
откуда
^м1=Л?ввдр-------1).	(III.20)
\ Ям! /
Механический к. п. д. t]mi=0,90—0,93 у вертикальных ком-
прессоров, т)—0,88—0,92 — у горизонтальных компрессоров, т] =
= 0,80—0,85 — у небольших быстроходных компрессоров.
Потери мощности в передаче #м2 учитываются механиче
СКИМ К. П. Д. Т)м2
Л м2 ~ ^инд/(<^инд + ^м2),
откуда
#М2 = #инд {----1)-	(П1.21)
\ Лм2	/
Или
Л м2 ~	^дв>
где NA3 — индикаторная мощность двигателя, откуда
N^N-ri^.	(II1.22)
Механический к. п. д. т]М2:==0,90—0,95 для ременной пере-
дачи, г] =0,85—0,92 — для зубчатой.
Мощность, затрачиваемая на привод вспомогательных меха-
низмов #ВСп, определяется в зависимости от типа механизма
и учитывается к. п. д. г)ВС1ь
Лвсп = №инд/(^ИНД “Ь ^всп)»
откуда
а^п = а?инд(——О-	(ш.23)
\ Лвсп /
В компрессорных установках, схемы которых предусматри-
вают конструктивное объединение компрессора с приводящим
двигателем, определение механических потерь в компрессоре
отдельно от общих потерь мощности затруднено. Механические
потери для таких компрессоров учитываются совокупным меха-
ническим к. п. д. т)м, определяемым по формуле
Т)м = АГиндМдв.	(111.24)
Механический к. п. д. газомотокомпрессора т]м = 0,80—0,86,
свободнопоршневого дизель-компрессора t]M = 0,92—0,96.
190
Мощность приводящего двигателя, во избежание перегрузки,
выбирается с запасом и превышает мощность компрессора N
на 10—12 %.
Например, для стационарных воздушных поршневых двух*
ступенчатых компрессоров общего назначения устанавливаются
следующие удельные мощности в зависимости от подачи ком*
прессора (по ГОСТ 23680—79):
Подача, м8/с
(м3/мин)
0,040 (2,4)
0,050 (3)
0,080 (4,8)
0,166(10)
0,200 (12)
0,332 (20)
Удельная мощность,
кВт/(м3мин-1).
не более
7,8
6,5
7,6
5,7
5,6
5,6
Подача, м8/с
(мэ/мин)
Удельная мощность,
кВт/(М8‘МИН“1),
не более
0,400 (24)	5,4
0,500 (30)	5,3
0,830 (50)	5,4
1,000 (60)	5,35
1,660 (100)	5,20
2,000'(120)	5,35
Первые три значения относятся к компрессорам с воздуш-
ным охлаждением, другие значения — к компрессорам с водя-
ным охлаждением.
Охлаждение компрессора
Детали компрессора и сжимаемый газ охлаждаются водой
(крупные и средние компрессоры) или воздухом (небольшие
компрессоры). Основным охлаждаемым узлом в компрессоре
является цилиндр. Здесь отводится теплота, получаемая в ре-
зультате сжатия газа, от трения поршневых колец о поверх-
ность цилиндра и штока в сальнике. Газ охлаждается в охла-
дителях, расположенных между ступенями компрессора.
Количество теплоты Qb отводимой от сжатого газа в еди-
ницу времени в межступенчатом охладителе,
Q1 = GCp(T2-T1),	(III.25)
где G — массовая подача ступени компрессора; Ср — массовая
теплоемкость газа при постоянном давлении; Т2 и Т\— темпе-
ратура газа соответственно на выходе из цилиндра после сжа-
тия и на входе в следующую ступень после охладителя.
Количество теплоты Q2, отводимой от цилиндра компрес-
сора в единицу времени, обычно принимается равным 0,7 от
мощности, затрачиваемой на механические потери #Mi:
0г = 0;7N м1.	(Ш.26)
Количество воды W, необходимое для отвода теплоты Qi +
+ Q2 в единицу времени:
W —	41 ‘ Х2
СВ (Г В2 — 71 В1)
(III.27)
где св— удельная теплоемкость воды; ТВ2 и Тщ — температура
воды соответственно на выходе из охладителя и на входе в него.
191
Температура воды не должна превышать 45—50 °C, так как
при этой температуре на поверхностях начинается осаждение
солей. Это приводит к ухудшению теплообмена и нарушению
нормальной работы компрессора. Кроме того, для лучшего вы-
носа осадков обеспечивается скорость воды не менее 1,0—
1,5 м/с.
Применяются различные типы межступенчатых охладите-
лей — многотрубные, ребристые, змеевиковые, типа «труба
в трубе», оросительные и др. Определение площади поверхно-
Рис. II 1.5. Проточная (а) и замкнутая (б) схемы подачи воды для охлаж-
дения компрессора
сти охладительного устройства представляет собой сложную
задачу, так как должны быть учтены многие факторы: степень
влажности газа, скорость газа, теплопроводность газа в зави-
симости от его температуры и давления, плотность газа, коэф-
фициент теплообмена в прямой и изогнутой трубе, оребренность
труб и т. д.
Необходимая поверхность охлаждения обычно устанавлива-
ется по допускаемым скоростям проходных сечений и числа
труб в пучке, а затем по количеству теплоты, которое должно
быть отобрано, рассчитывается длина трубного пучка. Если
длина труб получается неприемлемой, расчет повторяют, изме-
няя скорости движения газа, диаметр труб и другие параметры
охладителя.
Вода для охлаждения компрессора охлаждается по проточ-
ной или замкнутой (оборотной), или проточной и замкнутой
(смешанной) схемам. Для охлаждения воды обычно применя-
ют
ются градирни и брызгальные бассейны, в которых вода ох-
лаждается атмосферным воздухом (рис. Ш.5). Нагретая вода
первоначально поступает в сборный бассейн, откуда насосом
Hi подается в брызгальный бассейн, где охлаждается, а затем
насосом Н2 подается к первой и второй ступеням компрессора
/(ив охладитель X.
Способы регулирования подачи компрессора
Подача компрессора определяется многими факторами,
в частности: подачей, необходимой потребителю; характеристи-
ками используемых трубопроводов, машин и оборудования; ра-
бочими параметрами, определяющими условия эксплуатации
компрессора; специальными требованиями эксплуатации ком-
прессора. Вследствие того, что параметрические ряды подач
выпускаемых компрессоров не могут полностью учесть все кон-
кретные условия эксплуатации, возникает необходимость в ее
регулировании. В отношении поршневых компрессоров приме-
няются следующие способы регулирования: изменение частоты
вращения вала компрессора, т. е. скорости поршня; присоеди-
нение дополнительных полостей; перепуск газа из нагнетатель-
ной линии во всасывающую (или в атмосферу); дросселирова-
ние на входе в компрессор; воздействие на клапаны компрес-
сора; изменение длины хода поршня; временная остановка ком-
прессора; комбинированное регулирование.
Преимуществом первого способа регулирования является то,
что он не вызывает изменения отношения давлений между сту-
пенями и регулирование может осуществляться в широких пре-
делах. Способ применяется в основном для компрессоров, при-
водящие двигатели которых допускают изменение частоты
вращения вала в необходимых пределах (например, дизель до-
пускает изменение скорости вращения до 50 %). В случае при-
водящего электродвигателя с постоянной частотой вращения
вала возможно использование редуктора или гидромуфты (для
плавного изменения частоты вращения вала), которое, однако,
усложняет конструкцию установки и снижает экономичность
регулирования.
Дополнительные полости присоединяют для увеличения объ-
ема вредного пространства. При ступенчатом сжатии газа до-
полнительная полость, увеличивающая объем вредного про-
странства, подсоединяется к первой ступени, так как именно
ее характеристика влияет на подачу компрессора. При этом
способе регулирования изменяется степень повышения давле-
ния первой ступенью компрессора, для промежуточных ступе-
ней она остается неизменной, а в последней ступени — увеличи-
вается. Поэтому в некоторых случаях для снижения темпера-
туры газа дополнительная полость подсоединяется и к послед-
ней ступени компрессора.
7 Заказ №2119	193
►
Перепуск газа из нагнетательной линии во всасывающую
(если подается воздух, то в атмосферу) используется для
уменьшения или полного прекращения подачи компрессора
(при испытании компрессорной установки, когда вход и выход
компрессора соединены и он представляет собой замкнутую
систему, которая работает сама на себя). Для регулирования
подачи газ перепускают после первой ступени компрессора,
что существенно сокращает потери мощности. Для уменьшения
объема газа, проходящего через перепускной вентиль, устрой-
ство для перепуска располагается после охладителя первой
ступени компрессора.
Дросселированием на входе в компрессор плавно регули-
руют подачу компрессора за счет изменения плотности газа,
однако этот способ, как и предыдущий, не экономичен. Область
применения дросселирования на входе в компрессор ограничи-
вается значительным увеличением удельной работы сжатия
газа, степени повышения давления и конечной температуры
газа.
Для воздействия на клапаны компрессора применяются
устройства, которые удерживают нагнетательный (или всасы-
вающий) клапан в открытом состоянии на этапе всасывания
(или нагнетания). Этим достигается обратный переток газа из
нагнетательной линии в цилиндр компрессора или из цилиндра
во всасывающую линию. От времени удержания клапана в от-
крытом состоянии зависит эффективность поступления газа из
всасывающей линии и подача компрессора.
Уменьшение длины хода поршня увеличивает вредное про-
странство, уменьшает объем газа, поступающего из всасываю-
щей линии, и подачу компрессора (и наоборот).
Временную остановку одного или нескольких компрессоров
как способ регулирования подачи рационально применять на
станциях с большим числом компрессоров. Этот способ регули-
рования отличается экономичностью и простотой, когда требу-
ется обеспечить на длительное время новое значение подачи.
Применяется также комбинированное регулирование подачи
компрессора, сочетающее различные способы регулирования
(например, присоединение дополнительных полостей и воздей-
ствие на клапаны компрессора).
Расчет параметров компрессора
К исходным данным при расчете компрессора относятся по-
дача, температура и давление газа на входе в компрессор и
давление газа на выходе из него, а также состав газа и его
влажность. Устанавливаются температура охлаждающей воды
и род привода.
Вначале выбирается число ступеней компрессора с исполь-
зованием зависимости (III.17).
194
Действительные давления на входах в ступени компрессора
н на выходах из них отличаются от соответствующих номи-
нальных давлений на величину потерь давления в клапанах и
внутренних коммуникациях компрессора. Номинальные давле-
ния для ступеней в зависимости от конечного давления и вы-
бранного числа ступеней компрессора, а также действительные
давления для ступеней с учетом потерь определяются по соот-
ветствующим графикам [5].
Температура газа на входах в ступени компрессора прини-
мается на 8—10 °C выше температуры охлаждающей воды.
Температура газа на выходах из ступеней компрессора опреде-
ляется из условия, что сжатие в ступенях адиабатическое. По-
казатель адиабаты k определяется с учетом состава подавае-
мого газа по формуле (Ш.2).
Объем газа поступающего из всасывающей линии на
вход в первую ступень компрессора,
Vpl = V АДТ11р1,	(III. 28)
где лг — коэффициент
•По
герметичности;
Xri и — соответст-
венно температурный коэффициент и коэффициент давления
первой ступени компрессора.
Объем газа Vpi, поступающего на вход во вторую и после-
дующие ступени компрессора,
Vc
Pi
Pi — pHi ’
(III.29)

где t=2, 3, ..., п — порядковый номер ступени п-ступенчатого
компрессора; Vc — объем сухого газа, поступающего в компрес-
сор из всасывающей линии; Ti и pi— температура и давление
на входе в i-ю ступень компрессора; рн< — давление насыщен-
ного пара при
Объем сухого пара
у __ у Р1-----ФРн1
Р1
(II 1.30)
где ф — относительная влажность поступающего в компрессор
газа (отношение количества водяного пара в единице объема
к максимальной влажности насыщенного газа при данной тем-
пературе) .
В расчетах индикаторная мощность #Инд обычно определя-
ется как отношение работы адиабатического процесса сжатия
газа £ад ко времени t. При этом вследствие высоких давлений
и температур в компрессоре необходимо учитывать свойства
реальных газов (с помощью коэффициентов сжимаемости га-
зов). Мощность N, потребляемая компрессором, определяется
из (III.18), (III.20) и (III.21).
На основании расчета параметров компрессора выбираются
его тип, схема расположения цилиндров относительно вала
195
компрессора и тип приводящего двигателя. Далее устанавли-
ваются размеры деталей компрессора, действующие на них на-
грузки и прочностные характеристики деталей.
Для определения основных размеров цилиндра компрессора:
его диаметра Z), площади поршня F и длины хода поршня S
рассчитывается рабочий объем цилиндра. Для этого с исполь-
зованием зависимостей (III.10) и (III.11) находится объемный
коэффициент (относительный объем вредного пространства
обычно принимается в пределах 5—15 %—меньшее значение
у первой, большее —у последней ступени компрессора).
По рабочим объемам цилиндров компрессора
(Ш.31)
определяются размеры цилиндров ступеней, задаваясь при этом
средней скоростью поршня иср:
Fi = Vsilv^ = VsiISn.	(III.32)
Схемы и конструкции компрессоров
Существуют разнообразные схемы поршневых компрессо-
ров, предназначенные для различных условий эксплуатации
(см. § 1).
В поршневых компрессорах помимо цилиндров одинарного
действия (см. рис. III. 1) применяются также цилиндры двой-
ного действия (полости сжатия с клапанами расположены по
обе стороны от поршня). Компрессор может иметь несколько
цилиндров (одинарного или двойного действия). При этом оди-
наковые этапы рабочего процесса в цилиндрах не совпадают
друг с другом по времени. Этим обеспечивается равномерная
нагрузка приводящего двигателя на всех этапах рабочего про-
цесса в компрессоре.
На рис. III.6 показаны различные схемы поршневых ком-
прессоров. Римскими цифрами обозначены ступени сжатия
газа. Расположение цилиндров под углом друг к другу
(рис. III.6, д, е) обеспечивает компактность компрессора, удоб-
ство обслуживания и лучший по сравнению с вертикальными
и горизонтальными компрессорами режим работы приводя-
щего двигателя. Применение цилиндров двойного действия
(рис. III.6, а—г, е—з) обеспечивает увеличение подачи ком-
прессора, но вызывает необходимость в специальном уплотнении
штока. Расположением цилиндров друг против друга в одной
плоскости (рис. III.6, з — оппозитный компрессор), чем дости-
гаются противоположные направления движения поршней,
уравновешиваются инерционные силы от движущихся масс и
появляется возможность уменьшить массу фундамента ком-
прессора.
196
В качестве приводящего двигателя компрессоров использу-
ются электродвигатели (рис. Ш.7), соединенные с компрессо-
ром непосредственно или через ременную (клиноременную) пе-
редачу, а также двигатели внутреннего сгорания (рис. III.8),
являющиеся составной частью конструкции компрессора.
Рис. II 1.6. Схемы поршневых компрессоров
Основными деталями различных типов поршневых компрес-
соров являются (см. рис. III.8): рама-картер (станина) /, на
которой базируются узлы компрессора; фонарная часть 15 для
подсоединения цилиндра компрессора к станине; цилиндр ком-
прессора 2 с находящимися в нем поршнем 3, штоком 4, сальни-
ком 5 и клапанами 3. В торце цилиндра компрессора распола-
197
Рис. I П.7. Поршневой комп-
рессор с приводом от элект-
родвигателя
Рис. II 1.8.	Газомотоком прес-
сор
I — рама-картер; 2 — цилиндр,
3 — поршень; 4 — шток; 5 — саль-
ник штока; 6 — клапан; 7 — регу-
лятор вредного пространства ком-
прессора; 8 — крейцкопф; 9 — ша-
тун компрессора; 10 — цилиндр
двигателя; 11 — поршень цилинд-
ра двигателя; 12 — шатун двига-
теля; 13 — воздушный патрубок:
14 — продувочный насос; 15 — фо-
нарная часть; 16 — рубашка ци-
линдра; 17 — газовпускной клапан;
18 — коленчатый вал
гаются детали системы регулирования 7. Шток поршня соеди-
няется с крейцкопфом 8, шатуном компрессора 9 и коленчатым
валом 18, через который осуществляется связь с приводящим
двигателем»
В газомотокомпрессоре (см. рис. III.8) на шейке коленча-
того вала 18 размещается шатун компрессора, соединенный
пальцами с шатунами 12 двигателя. Через патрубок 13 и вса-
сывающий клапан продувочного цилиндра воздух попадает
в продувочный насос 14, который имеет поршень, соединенный
с крейцкопфом. Продувочный насос по каналам подает воздух
в цилиндры двигателя 10 для вытеснения продуктов сгорания
Рис. II 1.9. Схема сво-
боднопоршневого дизе-
ля-компрессора
I
через выхлопной патрубок и наполнения цилиндров воздухом
перед подачей в них топлива через газовпускной клапан 17.
Смесь топлива с воздухом в конце сжатия воспламеняется
с помощью тока высокого напряжения, подаваемого на свечу
зажигания.
В свободнопоршневом дизеле-компрессоре (рис. II 1.9) две
системы поршней имеют одну ось. Полость 1 между ними пред-
ставляет собой камеру сгорания дизеля. Под давлением газов
сгорания топлива поршни 2 расходятся и сжимают в цилиндрах
3 перемещаемый газ. Давление перемещаемого газа, оставше-
гося во вредном пространстве цилиндров 3, возвращает си-
стемы поршней в исходное положение, и процесс повторяется.
Таких пар цилиндров в свободнопоршневом дизеле-компрессоре
может быть несколько. Для обеспечения синхронности работы
системы применяются специальные механизмы. Свободнопорш-
невые дизели-компрессоры позволяют достигнуть высоких сте-
пеней повышения давления и к. п. д. Их недостатком является
значительный нагрев в результате высокой степени сжатия.
Вместе с тем при условии сохранения допустимого нагрева ци-
линдровых узлов и принудительном охлаждении индикаторная
мощность в одном цилиндре таких компрессоров достигает
220 кВт.
199
Детали поршневых компрессоров смазываются различными
способами: разбрызгиванием, подачей масла шестеренными на-
сосами, лубрикаторами с помощью шприцмасленок.
Разбрызгиванием масла из картера смазываются коренные
подшипники коленчатого вала и некоторые другие детали ком-
прессора. Разбрызгивание осуществляется деталями, которые
при вращении коленчатого вала периодически погружаются
в масляную ванну картера.
Шестеренный насос обеспечивает циркуляцию масла в си-
стеме смазки кривошипно-шатунного механизма движения.
После предварительной очистки он забирает масло из картера
и подает его в масляный охладитель, где оно охлаждается во-
дой. Затем масло поступает в фильтры грубой и тонкой очистки
(масло может также очищаться с применением магнитных, хи-
мических и электрических методов). Затем основная часть
масла подается к коленчатому валу. Вал имеет внутренние ка-
налы, по которым масло подводится к подшипникам, и каналы
и трубки, по которым масло подводится к головкам шатунов.
Некоторое количество масла идет на смазку вспомогательных
механизмов (например, регулятора частоты вращения вала),
а часть его при увеличении давления через клапан попадает
в картер.
Шестеренный насос приводится в действие от кривошипного
вала и поэтому для смазки деталей компрессора до его пуска
масло подается ручным насосом.
В сальники, цилиндры компрессора и двигателя (в газомо-
токомпрессорах) масло подается с помощью лубрикаторов.
Плунжеры лубрикатора подают к местам смазки строго опре-
деленные порции масла, поскольку лишнее масло в цилиндрах
вызывает ухудшение работы компрессорной установки (из-за
изменения свойств масла при соприкосновении с газом, возник-
новения нагара и т. п.). Плунжеры лубрикатора, управляемые
кулачками распределительного валика, также приводятся от
коленчатого вала через систему передач. Для подачи масла до
пуска компрессора лубрикатор имеет ручной привод.
Следует отметить, что выпускаются компрессоры без си-
стемы смазки цилиндров и сальников. Такие компрессоры пол-
нее отвечают требованиям безопасности, поскольку исключа-
ется возможность образования нагара, взрывоопасных смесей
перекачиваемого газа и масла. Кроме того, в некоторых техно-
логических процессах практически недопустимо применение
компрессоров со смазкой. В этом случае система смазки с по-
мощью лубрикатора отсутствует.
Для смазки компрессоров применяются (в зависимости от
частоты вращения вала компрессора и температуры газа при
сжатии) компрессорные масла с вязкостью (10—30) • 10~б м2/с
(при 100 °C) и температурой застывания не выше —10 °C,
а также турбинные масла, авиационные масла и др.
200
Рис. III. 10. Система охлаждения газо-
мотокомпрессора:
1 — градирня; 2 — расширительный бак; 3— на-
сосы; 4 — охладитель масла; 5 — газомотокомп-
рессор
позволяет при необходимости сме-
Конструкция компрессорной установки включает также си-
стему охлаждения. Водяная система охлаждения газомотоком-
прессора (рйс. ШЛО) имеет две замкнутые схемы: первая
схема — охлаждение холодной водой, поступающей из гра-
дирни /, компрессорных цилиндров и масла (сплошная ли-
ния— холодная вода; штрихпунктирная линия — масло)^вто-
рая схема — охлаждение водой, поступающей из расширитель-
ного бака 2, т. е. водой,
незначительно охлажден-
ной, цилиндров двигате-
ля (пунктирная линия).
Вода для охлаждения
цилиндров двигателя име-
ет большую температуру,
чем для охлаждения ком-
прессорных цилиндров и
масла, так как сильно
разогретый двигатель
нельзя охлаждать холод-
ной водой. Межступенча-
тые и, когда требуется
холодный газ, концевые
охладители на выходе из
компрессоров также под-
ключаются в схему ох-
лаждения холодной во-
дой.
Схемы охлаждения
связаны между собой, что
шивать оба потока воды для изменения их температуры.
Компрессоры, в которых отсутствует водяная система ох-
лаждения, могут иметь оребренные цилиндры для увеличения
поверхности охлаждения.
Рассмотрим подробнее основные детали поршневого ком-
прессора.
Рама компрессора является резервуаром для смазочного
масла и основанием для коренных подшипников коленчатого
вала. Рама отливается из серого чугуна.
Цилиндры компрессора для давления до 6 МПа изготавли-
ваются литыми из чугуна, для давления до 15 МПа и более —
литыми или коваными из стали. Цилиндры компрессоров с воз-
душным охлаждением имеют ребра на внешней поверхности,
с водяным охлаждением — полости для охлаждающей воды (ох-
лаждающие рубашки). Цилиндры могут иметь сменные втулки
из износостойкого чугуна.
Цилиндры двигателя газомотокомпрессоров отливаются из
чугуна вместе с охлаждающей рубашкой, продувочными и вы-
пускными окнами.
201
Поршни компрессоров имеют различное исполнение. Это
связано с тем, что в компрессоре большое значение имеют
массы движущихся деталей: с увеличением массы увеличива-
ются инерционные силы. Поэтому поршни больших диаметров
изготавливаются полыми (тронковые поршни, рис. Ш.П). Та-
кой поршень цилиндра одинарного действия состоит из кор-
пуса /, поршневых уплотнительных колец 2, маслосъемных ко-
лец 5, препятствующих попаданию масла в полость сжатия, и
пальца 4 для соединения с головкой шатуна в бескрейцкопф-
Рис. Ш.П. Поршень компрессора
двигателей
газомотокомпрессоров
ных компрессорах (см.
рис. Ш.6, д). Кроме того,
поршни могут быть диско-
выми (закрытого типа),сту-
пенчатыми— для работы в
цилиндрах различного диа-
метра, и других конструк-
тивных исполнений.
Поршни изготавливают-
ся литыми из серого чугуна
и алюминиевых сплавов и
сварными из стали марок
Ст. 3, 10 и 20.
Поршневые пальцы изго-
тавливаются из стали марок
20, 45 и подвергаются це-
ментации, закалке и шли-
фовке. Поршни цилиндров
— тронкового типа изготав-
ливаются чугунными с вогнутыми сферическими днищами для
лучшего вытеснения воздухом продуктов сгорания.
Поршневые кольца изготавливаются двух видов (уплотни-
тельные и маслосъемные) и различаются по конструкции про-
рези (замка) — с прямым замком, с наклоном замка, со ступен-
чатым замком. Кольца прижимаются к поверхности цилиндра
за счет своей упругости и давления газа. Для лучшего прижа-
тия поршневых колец к поверхности цилиндра в некоторых слу-
чаях под них подкладываются пружинящие детали (экспан-
деры) .
Высота кольца обусловливает различные зазоры, зависящие
от материала кольца при его расположении в канавке поршня.
Например, для чугунных поршневых колец зазор соответствует
полю допуска d 8, а для пластмассовых колец — в 12, при этом
канавки под поршневые кольца по ширине выполняются с по-
лем допуска Я9.
Кольца для уменьшения утечек газа из полости сжатия фи-
ксируются на поршне в таком положении, чтобы их замки не
располагались на одной прямой, а перекрывались телом смеж-
ных поршневых колец.
оло
«V-*-
В компрессорах без смазки цилиндров имеются опорные
кольца, исключающие трение корпуса поршня о цилиндр, и уп-
лотнительные поршневые кольца, обеспечивающие длительную
работу при трении о цилиндр без смазки. Опорные кольца,
зафиксированные на поршне специальным стопором, имеют
увеличенную рабочую поверхность и по мере их износа повора-
чиваются с поршнем относительно поверхности цилиндра. Уп-
лотнительные кольца прижимаются к поверхности цилиндра
экспандерами.
Материалами для поршневых колец служат серый или ле-
гированный чугун с пластинчатым графитом или высокопроч-
ный чугун с шаровидным графитом.
Уплотнительные и маслосъемные поршневые кольца изго-
тавливаются также из антифрикционных пластмассовых мате-
риалов ТНК-2-Г5 и ЛАМ-1. Кольца компрессоров без смазки
цилиндров изготавливаются из антифрикционных пластмасс
марок 4К20 (фторопласт с коксом в качестве наполнителя) и
АФГ-808С (графитофторопласт) — для сжатия воздуха и влаж-
ных газов, а также АФГМ (графитофторопласт) — для сжатия
осушенных газов. Пластмассовые кольца недостаточно упруги
и поэтому для обеспечения необходимого давления на поверх-
ность цилиндра они применяются с экспандерами.
Экспандеры изготавливаются из стальной плющеной ленты
высокой прочности или холоднокатаной термообработанной
ленты из стали марок У84 и 70С2ХА или аналогичных по
свойствам сталей.
Поршни цилиндров двигателя газомотокомпрессоров снаб-
жены уплотнительными и маслосъемными кольцами.
Коленчатый вал в зависимости от конструкции компрессора
имеет одно или несколько колен, расположенных по отношению
друг к другу под определенными углами. К шейкам коленча-
того вала присоединяются шатуны компрессора. К щекам вала
крепятся чугунные противовесы для уравновешивания инер-
ционных сил, возникающих при движении кривошипно-шатун-
ного механизма. На одном конце коленчатого вала у некоторых
компрессоров закрепляется маховик для обеспечения равно-
мерности вращения вала и загрузки приводящего двигателя,
что позволяет снизить мощность последнего.
Вал в зависимости от мощности компрессора устанавлива-
ется на подшипниках качения или скольжения, расположенных
в раме компрессора, а при необходимости — в выносных опо-
рах. На валу закрепляются механические передачи для при-
вода масляных насосов, газовпускных клапанов и других вспо-
могательных механизмов. Для предотвращения попадания
масла наружу на коленчатом валу устанавливается маслоот-
ражательное кольцо.
Коленчатый вал изготавливается кованым или штампован-
ным из стали марок 50, 45, 40Х, а также литым из высокопроч-
203
ного чугуна с шаровидным графитом. Для повышения проч-
ности поверхность шатунных шеек вала подвергается закалке
токами высокой частоты.
Шатуны соединяют коленчатый вал с крейцкопфом компрес-
сора или непосредственно с поршнем (с помощью поршневого
пальца) в бескрейцкопфных компрессорах. Головка шатуна,
подсоединяемая к коленчатому валу, разъемная, со стальными
или чугунными вкладышами, залитыми баббитом. Она закреп-
ляется на шейке вала с помощью болтов. Крейцкопфная не-
разъемная головка шатуна имеет различные конструктивные
исполнения: с запрессованной бронзовой втулкой; разрезная
со стяжными болтами для жесткого закрепления на пальце
крейцкопфа; с запрессованным игольчатым подшипником без
внутренней обоймы, который в сочетании с полированным паль-
цем из термообработанной хромоникелевой стали и запрессо-
ванным в тело крейцкопфа, дает надежную и долговечную пару
трения.
Шатуны изготавливаются из стали марок 35, 40, 45. Шатун-
ные болты, испытывающие большую нагрузку, изготавливаются
для оппозитных компрессоров из стали 40ХН2МА, для других
типов компрессоров из стали 38ХА. Гайки шатунных болтов
изготавливаются из стали 35.
Шатуны двигателя газомотокомпрессоров — штампованные
из углеродистой стали. Головки шатуна неразъемные: верхняя
соединяется с пальцем поршня двигателя, нижняя соединяется
с помощью пальца с проушиной в разъемной головке шатуна,
в которую запрессована бронзовая втулка. В теле шатуна дви-
гателя имеются два канала — по одному подается масло для
смазки поршневого пальца и для охлаждения поршня двига-
теля, по второму масло отводится от поршня в канал коленча-
того вала.
Шток соединяет поршень и крейцкопф компрессора. С крейц-
копфом шток соединяется с использованием резьбовых втулок
или закладных гаек; поршень фиксируется на штоке с помощью
бурта и закрепляется гайкой. Штоки изготавливаются из стали
марок 40, 45 и 38ХМЮА, Поверхность штоков подвергается за-
калке, шлифовке и полировке. Крейцкопф воспринимает со сто-
роны шатуна силы, действующие под углом к оси штока, и
передает продольные силы на шатун, а поперечные на направ-
ляющие крейцкопфа. Крепление крейцкопфа к шатуну зависит
от конструкции головки последнего: головка шатуна может
вставляться в крейцкопф или охватывать его снаружи, или кре-
питься с помощью пальцев. Корпус крейцкопфа выполняется
как одно целое с башмаками, скользящими по направляющим
или отдельно от них.
Материалами для корпуса крейцкопфа служат чугун, сталь;
для башмаков — чугун, алюминиевые сплавы. Поверхность ба-
шмаков закаливается. Палец для соединения с головкой ша-
204
туна изготавливается из хромоникелевой стали и подвергается
цементации и закалке.
Клапаны компрессора пропускают газ в определенном на-
правлении и предотвращают его движение в обратном направ-
лении. Они могут быть самодействующими и с принудительным
открытием и закрытием проходного сечения (с приводом от
коленчатого вала). В большинстве конструкций компрессоров
применяются самодействующие всасывающие и нагнетательные
Рис. III. 12. Клапаны поршневых компрессоров:
а — кольцевой; б — прямоточный; в — ленточный; / — седло; 2 — ограничитель подъема
запорного устройства; 3 — запорное устройство; 4 — пружина; 5 — стяжной болт
клапаны (ГОСТ 13529—77), которые изготавливаются четырех
типов: К — кольцевой — запорное устройство выполнено в виде
кольца, расположенного перпендикулярно к направлению по-
тока газа в клапане (рис. III.12, а); Д — дисковый — запорное
устройство выполнено в виде диска, снабженного дуговыми
окнами для прохода газа, расположенного перпендикулярно
к направлению потока газа в клапане; П — прямоточный —
запорное устройство выполнено в виде пластины, расположен-
ной параллельно направлению потока газа в клапане
(рис. 111.12,6); Л — ленточный — запорное устройство выпол-
нено в виде прямоугольной полосы или пластины с одним или
несколькими параллельными окнами для прохода газа, распо-
ложенной перпендикулярно к потоку газа в клапане
(рис. III.12, в).
205
Прямоточные и ленточные клапаны используются при раз-
ности давлений на клапан, не более 4 МПа, а кольцевые и
дисковые — при разности давлений до 40 МПа.
В кольцевом и дисковом клапанах запорное устройство 3
прижимается пружинами 4, расположенными в ограничителе
подъема запорного устройства 2, к седлу клапана 1.
Прямоточные и ленточные клапаны не имеют пружин; за-
порное устройство, перекрывающее проходное сечение клапана,
само обладает пружинящими свойствами и в результате раз-
ности давлений отгибается и открывает проходное сечение.
Кроме клапанов указанных типов применяются тарельча-
тые клапаны (запорное устройство выполнено в виде тарелки),
клапаны с различными модификациями запорного устройства,
комбинированные клапаны (объединяют в себе всасывающий
и нагнетательный клапаны).
Седла и ограничители подъема изготавливаются в зависи-
мости от давления в цилиндре компрессора из чугуна, стали,
алюминиевых сплавов. Запорные устройства кольцевых и ди-
сковых клапанов изготавливаются из износостойкой легирован-
ной стали с большой ударной вязкостью, подвергаются терми-
ческой обработке, шлифуются и притираются по седлу клапана.
Запорные устройства прямоточных и ленточных клапанов,
а также пружины изготавливаются из пружинной стали.
Уплотнительные устройства в компрессоре предназнача-
ются для герметизации полости цилиндра у штока, вывода вала
приводящего двигателя, штока регулятора вредного простран-
ства цилиндра. В последних двух случаях используются уплот-
нения из мягкого материала, резиновые уплотнительные ман-
жеты. Уплотнительные устройства штоков выполняются с уп-
лотнениями из различных материалов. На рис. III.13, а
показано уплотнительное устройство штока с плоскими чугун-
ными кольцами в качестве уплотнений. Сила, с которой газ
прижимает кольца к штоку, является результатом разности дав-
лений в уплотнительном устройстве и зазоре между кольцами
и штоком.
Уплотнительное устройство / расположено со стороны кар-
тера и препятствует попаданию масла из него в цилиндр.
В обоймах 2 расположены дроссельное кольцо 3 и уплотни-
тельные разрезные кольца 4 и 5, обеспечивающие компенсацию
износа уплотняющей поверхности. Радиально разрезанное уп-
лотнительное кольцо 4 не устраняет прохода газа, а перекры-
вает торцевые зазоры уплотнительного кольца 5, имеющего сту-
пенчатые разрезы. Уплотнительные кольца прижимаются
к штоку пружинами 6, Дроссельные кольца перекрывают раз-
резы уплотнительных колец, чем затрудняют проход газа через
уплотнительное устройство и способствуют лучшему удержа-
нию масла, которое подается в его полость по отверстию 7
с помощью лубрикатора.
206
Аналогичную конструкцию имеют уплотнительные устрой-
ства с плоскими фторопластовыми кольцами (рис. 13,б). Кон-
струкция таких уплотнительных устройств не предусматривает
подачи в них смазки и состоит из секций, каждая из которых
включает: обойму /, нажимное 2 и дроссельное 5 кольца, уп-
лотнение 6, стягивающую упругую муфту 5, поджимающие пру-
жины 4.
Рис. III. 13. Уплотнительные
устройства штоков
Уплотнения штоков компрессоров со смазкой цилиндров
изготавливаются из асбестового шнура, пропитанного суспен-
зией фторопласта; компрессоров без смазки цилиндров — из тех
же марок антифрикционных пластмасс, что и поршневые кольца.
Нажимные и дроссельные кольца изготавливаются из стекло-
пластика, муфты — из резины.
Для предотвращения попадания газа в атмосферу уплотни-
тельные устройства выполняются с отводом газа протечки; при-
меняются гидрозатворы, продувка уплотнительных устройств
нейтральным газом (при подаче токсичных и взрывоопасных
газов). В компрессорах для подачи газа с механическими при-
месями конструкция уплотнительных устройств предусматри-
вает предохранение трущихся поверхностей от попадания абра-
зивных частиц,
207
Прочностные расчеты деталей компрессора
После расчетов параметров компрессора для каждой его
ступени строятся индикаторные диаграммы,. определяются
массы движущихся деталей, скорости и ускорения их движения
и по величине давления газа на поршни и инерционным силам
строятся суммарные кривые поршневых сил. По поршневым си-
лам находятся величины тангенциальных сил, действующих на
коленчатый вал (тангенциальные силы определяются по тем
же зависимостям, что и для поршневых насосов). При этом
учитываются силы трения крейцкопфа о его направляющие,
а также силы трения в уплотнениях штока, у поршня и т. д.
Тангенциальные силы определяются для положений, соответ-
ствующих повороту коленчатого вала на 30—60°, при его пол-
ном повороте на 360°. Затем строится график зависимости ве-
личины тангенциальных сил (ордината) от угла поворота
коленчатого вала (абсцисса). Планиметром определяется пло-
щадь, ограниченная кривой и осью абсцисс, и делится на длину
графика. В результате получается средняя величина тангенци-
альных сил Гер, с учетом которой определяется уточненная мощ-
ность, потребляемая компрессором
# = Тсрл$п.	(Ш.ЗЗ)
В результате последнего и термодинамических расчетов оп-
ределяются исходные данные для прочностных расчетов деталей
компрессора.
Цилиндр компрессора проверяется на действие рабочего дав-
ления, создаваемого в нем. Толщину стенки цилиндра 5Ц можно
проверить по эмпирическим зависимостям, например,
5ц=-^-+ 15’мм,	(III.34)
А
где Дц — внутренний диаметр цилиндра; А — эксперименталь-
ный коэффициент, зависящий от давления (например, при дав-
лении 0,3 — 0,6 МПа А = 500, при давлении 0,6 — 0,8 А—400).
С большей точностью толщина стенки цилиндра определя-
ется с применением методов расчета сосудов, работающих под
давлением.
Толщина стенок водяной рубашки цилиндра принимается
равной 0,8 5Ц.
Напряжение в цилиндре со втулкой находится как сумма на-
пряжений, возникающих от давления на цилиндр запрессован-
ной втулки и рабочего давления.
При расчете поршня определяется напряжение оп в его
днище по формуле для круглой пластины, защемленной по ок-
ружности,
(II1.35)
208
где гы — радиус днища поршня; sn— толщина днища поршня.
Зазор д между диаметрами цилиндра и поршня определя-
ется с учетом температурного расширения поршня по формуле
6 = аДШц + б0,
(III.36)
где а — температурный коэффициент линейного расширения ма-
териала поршня; Д/— разность температуры поршня и цилин-
дра (условно принимается равной полуразности температуры
газа на выходе из цилиндра и входе в него); 6о — зазор, со-
ответствующий полю допуска g 6.
Напряжения, возникающие в поршневых кольцах, опреде-
ляются при надевании кольца на поршень (окн) и в сжатом
(рабочем) состоянии (окр)
(III.37)
(III.38)
где Е — модуль упругости материала кольца; $к— радиальная
толщина кольца; f — разность между размером замка кольца
в свободном и сжатом состоянии.
Определяются также температурный зазор в замке и удель-
ное давление кольца на полость трения.
Расчет клапанов компрессора достаточно сложен: определя-
ются проходные сечения клапанов, натяжение пружин, высота
подъема запорного устройства, учитывается возможность про-
явления резонансных колебаний запорных устройств и т. д. 4
Шток, находящийся под действием знакопеременной на-
грузки, рассчитывается на усталостную прочность и продоль-
ный изгиб.
Шатун рассчитывается на растяжение и продольный изгиб.
Болты шатуна испытывают растяжение от максимальной
силы Риь действующей на шатун, и рассчитываются на дейст-
вие силы, равной 1,5 Рга, с которой предварительно затягива-
ются болты.
§ 3.	ЛОПАСТНЫЕ, ВИНТОВЫЕ И РОТОРНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
Лопастные компрессоры по принципу действия подобны ло-
пастным насосам. Здесь также применяются центробежные
(рис. III. 14) и осевые лопастные машины. Лопастные компрес-
соры могут быть одноступенчатыми и многоступенчатыми, од-
нопоточными и многопоточными.
209
Сжатие газа лопастным компрессором обусловлено боль-
шими окружными скоростями, при которых происходит преоб-
разование кинетической энергии потока в работу сжатия газа.
Скорость газа в каналах компрессора больше скорости жи-
дкости в каналах насоса и поэтому к конструктивным элемен-
там компрессора предъявляются повышенные требования. Не-
обходимы высокие чистота поверхности каналов и прочность
колеса. Обычно они изготавливаются стальными составными из
дисков и лопастей для того, чтобы была возможность точно и
чисто обработать их поверхности.
Частота вращения валов лопастных компрессоров достигает
больших значений (до 116 с-"1 и более). Поэтому ротор ком-
6	5	4
Рис. III. 14. Центробежный компрессор:
а — продольный разрез; б — установка на фундаменте; 1 — компрессор; 2 — мультипли-
катор; 3 — электродвигатель; 4 — фундамент; 5 — маслобак; 6 — внутренняя газовая
коммуникация
210
прессора подвергается динамической балансировке, а вал тща-
тельно рассчитывается на критическую частоту вращения.
Рабочие колеса многоступенчатого лопастного компрессора
в отличие от колес насоса могут быть неодинаковыми по раз-
мерам ввиду того, что при сжатии газа его объем уменьша-
ется, а необходимость сохранения скорости потока газа приво-
дит к уменьшению площади проходного сечения колес и их
диаметров.
Основные преимущества лопастных компрессоров по срав-
нению с поршневыми проявляются при сжатии больших коли-
честв газа: лопастные компрессоры имеют меньшие размеры и
массу; в них отсутствуют всасывающие и нагнетательные кла-
паны, что обеспечивает большую надежность работы компрес-
соров; подаваемый газ не загрязнен смазкой рабочих органов;
подача равномерна и непрерывна, что исключает необходи-
мость установки на стороне нагнетательной линии больших ре-
зервуаров; незначительные инерционные силы допускают уста-
новку более легких фундаментов.
Теоретические основы расчета лопастных компрессоров ба-
зируются на уравнениях, выведенных для лопастных насосов.
Однако в отличие от насоса при работе компрессора удельный
объем газа изменяется при переходе от одного рабочего колеса
к другому.
Для идеального газа работа в соответствии с (Ш.З), (III.6)
и (III.7) равна
ПОЛ — ^^Лпол
где 'Г)п0Л — политропический к. п. д.
_____ ^ПОЛ __. ft/fo — О
Лпол 1ад kl(k - 1) *
Показателем, учитывающим потери напора из-за несовер •
шенства динамики потока газа в компрессоре, является инди-
каторный к. п.д. Ладь приблизительно равный политропиче-
скому к. п.д. (обычно т]пол = 0,72—0,82).
Индикаторная мощность неохлаждаемого лопастного комп-
рессора
N йНД == ^ПОЛ^ПиНД»
Мощность лопастного компрессора N с учетом механиче-
ского к. п. д. т|м:
N N инд/Лм»
Мощность охлаждаемого лопастного компрессора определя-
ется как сумма мощностей отдельных секций колес между ох-
ладителями, рассчитываемыми как неохлаждаемые компрес-
соры.
211
Характеристика лопастного компрессора, представляющая
графическую зависимость мощности N, напора Н и коэффици-
ента полезного действия т] от подачи Q, показана на рисЛП.15.
С увеличением подачи мощность лопастного компрессора уве-
личивается. Зависимость к. п. д. от подачи также характеризу-
ется увеличением к. п. д. с увеличением подачи до опреде-
ленного момента, после которого к. п., д. уменьшается. Кривая
зависимости напора от подачи сначала идет вверх, но после до-^
стижения точки К меняет направление и снижается. Точка К
с координатами Нк и QK называется критической точкой.
Характеристика лопастного компрессора подобна характе-
ристике лопастного насоса. Лопастной компрессор может ра-
ботать при подачах как больших, так
и меньших QK; кроме того подача
компрессора может быть равна Qk-
Если лопастной компрессор рабо-
тает в режиме, при котором Q<QK,
го одному и тому же напору соответ-
ствуют две подачи, расположенные на
графике соответственно справа и
слева от значения QK- Работа ком-
прессора в данном режиме сопровож-
дается сильной вибрацией, вызванной
пульсацией подачи газа. Подобное яв-
ление получило название помпажа.
Если лопастной компрессор рабо-
тает в режиме, при котором Q>QK,
Рис.	III. 15.	Характери-
стика лопастного компрес-
сора
то одному напору соответствует одно значение подачи. Таким
образом, наблюдается устойчивая подача газа и помпажа не
происходит. Работа лопастного компрессора оптимальна при
значении Q>QK и максимальном значении к. п. д.
При определении размеров рабочего колеса по действи-
тельному напору Я, отношению ф2=С112М2 и числу ступеней z
находятся окружная скорость колеса и2 и его внешний диаметр
£>2* Напор Н меньше теоретического напора колеса с конечным
числом лопастей Ят на величину гидравлических потерь в ком-
прессоре от трения газа о стенки каналов и корпуса, от изме-
нения скоростей по величине и направлению, характеризую-
щихся гидравлическим к., п. д. компрессора Нг-’
и = П А = Т]гф2	•
При определении ширины канала колеса Ь2 учитываются
объемная подача, сужение потока газа стенками канала, ра-
диальная составляющая абсолютной скорости газа сГ2- Вели-
чина отношения ширины канала колеса к его внешнему диа-
метру существенно влияет на гидравлический к. п. д., поэтому
при расчете лопастного колеса выбираются рациональные
212
Рис, III. 16. Винтовой компрессор
с
Рис. Ш.17. Роторный компрессор
отношения b^/Dz и частота вращения колеса, а следовательно,
И Сг2-
Винтовые компрессоры (рис. III. 16) подобны винтовым на-
сосам. Рабочие органы компрессора представляют собой два
винта 1 и 2 (реже три винта), которые располагаются в кор-
пусе 3 и образуют замкнутые полости, перемещающиеся при
вращении винтов от всасывания а к нагнетанию б.
Винтовые компрессоры могут создавать большие давления
при относительно малых подачах и применяются для подачи
газа с наличием в нем жидкости, например конденсата.
Винтовые компрессоры, предназначенные для сжатия воз-
духа и близких к нему по свойствам газов, изготавливаются
(ГОСТ 23003—78) двух ти-
пов — компрессоры «сухого»
сжатия и маслозаполнен-
ные компрессоры; двух ис-
полнений — одноступенча-
тые и двухступенчатые.
Компрессоры обозначаются,
например, ВС 100/1,5—4,0 —
винтовой компрессор «су-
хого» сжатия, одноступен-
чатого исполнения с пода-
чей 100 м3/мин, при давле-
нии всасывания 0,15 МПа
и давлении нагнетания
0,4 МПа; ВМ — винтовой маслозаполненный компрессор, ВСД
(ВМД) — компрессоры двухступенчатого исполнения.
Размеры винтов компрессоров устанавливаются
ГОСТ 23005—78; число зубьев на ведущем винте равно 4, на
ведомом винте — 6. Допуски на винты и сопрягаемые с ними
детали устанавливаются ГОСТ 23006—78: поля допусков на-
ружных диаметров винтов должны соответствовать h 6, диа-
метров расточек корпуса — Н 7, на длину винтов — Н 8, на
длину рабочей части корпуса — Н 9.
Роторные компрессоры (рис. III. 17) имеют расположенный
в корпусе 1 ротор 2 с пластинами <3, входящими в пазы ротора.
Под действием центробежной силы, возникающей при враще-
нии ротора, пластины прижимаются к поверхности корпуса.
Окружность рабочей поверхности корпуса эксцентрична оси ро-
тора и поэтому при вращении ротора пластины перемещаются
в пазах радиально. В результате объем полостей между пла-
стинами при вращении ротора изменяется от максимального
у входа в компрессор до минимального у выхода из компрес-
сора. Таким образом осуществляется сжатие и нагнетание
газа [6].
Роторные компрессоры изготавливаются одноступенчатыми
и двухступенчатыми с подачами от 5 до 140 м3/мин и давле-
214
нием до 1 МПа. Наряду с меньшими размерами и массой, рав-
номерной подачей, по сравнению с поршневыми компрессорами,
роторные компрессоры имеют недостатки, связанные с необхо-
димостью повышенной точности их изготовления и сложностью
ремонта.
§ 4.	КОМПРЕССОРНЫЕ СТАНЦИИ
Компрессоры представляют собой сложные машины, в со-
став которых помимо самого компрессора входит различное
вспомогательное оборудование. К нему относятся: насосы си-
Рис. Ш.18. Оборудование промысловой компрессорной станции
стемы смазки, охладители газа и масла, масло- и влагоотдели-
тели для очистки газа, контрольно-измерительные приборы и
автоматика. Кроме того в различных технологических процес-
сах в нефтяной промышленности часто требуется подача боль-
ших количеств газа, создание высокого давления. Все это при-
водит к усложнению компрессорного хозяйства, строительству
промысловых компрессорных станций.
На рис. III.18 показана схема оборудования компрессорной
станции с газомотокомпрсссорами. По газопроводам 2 после
подготовки в специальных аппаратах нефтяной газ поступает
к станции. Газ проходит сепараторы 3, где происходит отделе-
ние жидкостных и твердых компонентов от газа, и подается
к компрессорам по линии 5t Через регулятор давления 4 газ
215
подается к двигателям газомотокомпрессоров. Остальная основ-
ная часть газа по трубопроводу 6 поступает в цилиндры комп-
рессоров 7. После сжатия в первой ступени газ направляется
по линии 9 в маслоотделители 11, охладители первой ступени 12
и сепараторы среднего давления 14, где отделяется влага. Ко
второй ступени газ подается по линии 8. Газ также обрабаты-
вается и после второй ступени в аппаратах 11, 13 и 15. К этим
аппаратам газ подается по линии 10. Влага от всех сепарато-
ров поступает в емкости для конденсата 16, 17 и 18 и отбира-
ется насосами насосной станции 19. Газ после сжатия и обра-
ботки направляется по линии 20 к потребителю (на газобензи-
новый завод, на нефтяной промысел для газлифтной
эксплуатации скважин и т. п.). В систему охлаждения воды 21
входят градирня, расширительный бак, емкости, насосы. Для
компрессорной станции, на которой устанавливается обычно
7—10 компрессоров, необходимо масляное хозяйство 22
с емкостями и насосами, так как расход масел различных ма-
рок велик. Кроме того, пуск газомотокомпрессоров произво-
дится сжатым воздухом, запас которого в специальной емкости
' пополняется небольшими вспомогательными компрессорами 23.
Все машины и аппараты компрессорной станции связаны
трубопроводами с ручными задвижками и задвижками с элек-
троприводами. Компрессорное хозяйство включает механиче-
скую мастерскую, хранилища горюче-смазочных материалов и
запасных частей, крановое хозяйство для монтажа и демон-
тажа деталей компрессоров.
Компрессоры, сепараторы и емкости, находящиеся под дав-
лением, имеют предохранительные клапаны.
Стационарные компрессоры так же, как и насосы, устанав-
ливаются на фундаментах, воспринимающих статические и ди-
намические нагрузки и передающих их на грунт.
§ 5.	КОНТРОЛЬНО-ИЗМЕРИТЕЛЬНЫЕ ПРИБОРЫ И АВТОМАТИКА
КОМПРЕССОРОВ
Компрессорные станции оснащены контрольно-измеритель-
ными приборами (КИП) и автоматизированы.
При работе газомотокомпрессора автоматически поддержи-
вается частота вращения коленчатого вала (регулировкой по-
дачи газа к двигателю), контролируются давление всасывае-
мого и нагнетаемого по ступеням газа, давление масла в си-
стеме смазки, температура охлаждающей воды.
У газомотокомпрессора у поста управления размещены лу-
брикаторы смазки, коробка автоматики, узлы регулятора ча-
стоты вращения коленчатого вала (сам регулятор, газорегули-
рующий клапан, мембранно-рычажный механизм), термоэлек-
трический комплекс для измерения параметров выхлопного
газа, щит с КИП, газовый кран, заливная масляная коробка
216
для заливки масла в картер, воздухораспределитель, масляные
фильтры грубой и тонкой очистки и ручной масляный насос
для заполнения системы смазки деталей компрессора перед его
пуском.	*
Для периодической проверки работы компрессора применя-
ются индикаторы давления (для записи индикаторной диаг-
раммы). Для проверки состава сжимаемого и выхлопного га-
зов применяются газоанализаторы ВТИ (Всесоюзного тепло-
технического института).
Большое значение для надежной работы компрессора и
трубопроводов имеет уровень их вибрации. При сильной вибра-
ции возможны нарушения уплотнений в соединениях коммуни-
каций, разрыв трубопроводов, сдвиг компрессора на фунда-
менте. Вибрацию замеряют вибрографами с пределами по ча-
стоте 5—100 Гц и по амплитуде от 0,05 до 6 мм.
Подобные контрольно-измерительные приборы применяются
и для компрессоров с приводом от электродвигателя.
Контроль давления газа ведется и у сепараторов.
Объем газа, подаваемого компрессорной станцией, замеря-
ется в газозамерном пункте дроссельными диафрагменными
расходомерами. Эти расходомеры имеют обычно регистрирую-
щие узлы, записывающие на бланке дифманометра расход и
давление газа.
Автоматизация системы управления компрессорами и дру-
гими агрегатами компрессорной станции предусматривает: обе-
спечение автоматического пуска и остановки от импульса, да-
ваемого оператором; автоматическую регулировку некоторых
параметров работы компрессора и аппаратов и автоматическую
остановку при параметрах, близких к аварийным.
Газомотокомпрессоры запускаются энергией сжатого воз-
духа и имеют несколько периодов, когда надо включать или
отключать некоторые устройства. Для ручного управления пуск
и остановка газомотокомпрессора сложны. Поэтому часть пе-
риода пуска автоматизирована. Перед пуском компрессора не-
обходимо вручную подать насосом масло к движущимся и тру-
щимся узлам. После этого нажимается кнопка «Пуск», и авто-
матический пуск производится в следующем порядке.
1.	Из пусковых баллонов в пусковое устройство (им осна-
щается часть цилиндров двигателя компрессора) подается воз-
дух, раскручивающий двигатель.
2.	По мере повышения давления масла включается зажи-
гание (давление масла 0,02 МПа), подается топливный газ
(0,04 МПа), включается защита (0,15 МПа).
3.	При достижении давления топливного газа 0,05—
0,07 МПа, прекращается подача сжатого воздуха.
4.	При нагреве масла до 25 °C давление топливного газа
поднимается до 0,3 МПа и подается воздух на систему регули-
ровки частоты вращения вала.
217
5.	При нагреве масла до 40—45 °C и нагреве конденсата на
выходе из двигателя до 57—60 °C (машина прогрелась) уста-
навливается рабочий режим компрессора; закрывается пере-
пуск и повышается давление сжатия газа. Эта* операция выпол-
няется кранами с пневматическим приводом.
Остановка компрессора также автоматизирована.
Подобная автоматизация имеется и у компрессоров с элек-
троприводом. Здесь автоматически согласовывается время
пуска и остановки вспомогательного маслонасоса с давлением
масла и газа и со скоростью вращения главного приводящего
электродвигателя. В поршневых компрессорах с электроприво-
дом системой автоматики осуществляются аварийная остановка
электродвигателя, выдача информации о причине остановки,
ступенчатая регулировка подачи от 100 до 60 % от номиналь-
ной. Автоматика подает световой и звуковой сигналы, КИП
решает задачи, подобные указанным выше.
Системы КИП и автоматики для газовых компрессоров от-
личаются от подобных систем для воздушных компрессоров по
схеме и конструктивному исполнению. Это вызвано требова-
ниями взрывобезопасности.
§ 6.	ТИПЫ КОМПРЕССОРОВ И ИХ ПРИМЕНЕНИЕ
При разработке нефтяной залежи газлифтным способом газ
подается к газлифтной скважине обычно с давлением до 5—
8 МПа. В пусковой период давление должно быть поднято
в среднем до 10 МПа. Большие объемы газа и воздуха с высо-
ким давлением требуются также при поддержании пластового
давления газом и для создания внутрипластового движущегося
очага горения. В этих случаях используются компрессоры
с давлением 10—20 МПа и подачей до 150 м3/мин.
Для этих целей применяются в основном газомотокомпрес-
соры 8ГК, ЮГК (см. рис. Ш.8). Номинальная мощность 10ГКМ
составляет 1100 кВт, частота вращения вала — 5 с-1, число ци-
линдров двигателя — 10, число компрессорных цилиндров — 5,
давление на выходе компрессора — до 12,5 МПа, подача — от
35 до 600 м3/мин. Компрессоры имеют обозначение, например,
8ГКМ1/38-55: первая цифра — число цилиндров двигателя, вто-
рая — число ступеней сжатия, третья и четвертая — давление
газа на входе в компрессор и выходе из него, 10-1 МПа.
Для освоения нефтяных скважин компрессорным способом
применяются компрессорные установки ДКС-7/200А,
ДКС-3.5/200Д,	ДКС-3,5/200ТП,	СД-9/101,	КПУ-16/100,
КПУ-16/250 и др.
Самоходные компрессорные станции ДКС-7/200А и
ДКС-3.5/200Д на автомобиле высокой проходимости КрАЗ-255Б
предназначены для освоения скважин глубиной до 2000 м без
пусковых устройств на насосно-компрессорных трубах, осна-
щены соответственно двумя и одним свободнопоршневым сту-
218
пенчатым дизелем-компрессором ДК-10 и имеют соответственно
следующие параметры: давление на выходе—20 и 25 МПа, по-
дача— 7 и 3,5 м3/мин, индикаторная мощность—191,36 и
95,68 кВт, число двойных ходов в минуту — 750—875, масса —
19 350 и 15500 кг.
Пуск дизеля-компрессора осуществляется сжатым воздухом
(давление в пусковой системе 4 МПа). Средний ресурс до ка-
питального ремонта — 3000 ч.
По сравнению с выпускавшейся до недавнего времени пере-
движной компрессорной установкой УКП-80, указанные стан-
ции имеют следующие преимущества: лучшие показатели, мо-
бильность, высокая проходимость в условиях бездорожья,
возможность пуска при температуре воздуха до —20 °C без
предварительного подогрева дизелей-компрессоров, меньшая
масса.
Передвижная дизель-компрессорная станция ДКС-3,5/200 ТП
смонтирована на плавающем гусеничном транспортере-тягаче
ГТ-Т высокой проходимости (скорость движения по грунтовой
дороге — 45 км/ч, на плаву — 5 км/ч). Показатели установки:
давление на выходе — 20 МПа, подача — 3,5 м3/мин, мощ-
ность — 95,68 кВт, масса — 11 000 кг, моторесурс станции до
первого текущего ремонта — 1000 ч. Применяются также и дру-
гие модификации компрессорных установок с компрессорами
ДК-Ю, например ДК-7/200 и ДКС-3,5/400Б.
Самоходная компрессорная установка СД-9/101 представляет
собой оппозитный компрессор на шасси автомобиля КрАЗ-257
(скорость движения — 68 км/ч) с приводом от силового агре-
гата САН через трансмиссию. Охлаждение компрессора — во-
дяное. В компрессоре осуществляется смазка цилиндров. Пока-
затели СД-9/101: давление на выходе — 9,91 МПа, подача —
9 м3/мин, мощность компрессора—150 кВт, масса (без авто-
мобиля)— 10 000 кг. По сравнению с УКП-80 эта установка
имеет следующие преимущества: повышенная транспортабель-
ность, наличие системы предпускового подогрева, более высокая
уравновешенность (УКП-80 — четырехступенчатый вертикаль-
ный ко.мпрессор), меньше шум и вибрация, более высокая ре-
монтопригодность, наличие защитной автоматики.
Компрессорные передвижные установки КПУ-16/100 и
КПУ-16/250 с оппозитными компрессорами смонтированы на
базе полуприцепа 4НЗАП-5524П и соответственно имеют сле-
дующие показатели: давление на выходе—10 и 25 МПа, по-
дача— 16 м3/мин, дизельный двигатель — 1Д12Б и 1Д12Н-500,
частота вращения вала двигателя — 26,6 и 25 с-1, частота вра-
щения вала компрессора — 12,5 с-1, мощность — 309 и 368 кВт,
масса — 26 700 и 28 000 кг.
Для сбора газа используются компрессоры с давлением на
выходе 0,4—0,5 МПа и на входе 0,06—0,08 МПа. Подача таких
компрессоров обычно не превышает 25 м3/мин.
219
Для транспортирования газа по территории нефтепромысла
требуются компрессоры с давлением на выходе до 0,4—0,8 МПа
при подачах до 30 м3/мин. Для транспортирования больших
объемов газа кроме поршневых применяются центробежные
и винтовые компрессоры. Подача центробежных компрессоров
достигает 100—120 м3/мин при давлении на выходе 0,5 МПа,
а винтовых — около 30 м3/мин при том же давлении.
Для многих вспомогательных устройств и для различных це-
лей (например, для пневматических муфт, для привода уст-
ройств с пневматическими двигателями, для снабжения сжатым
воздухом средств КИП и автоматики, для испытания оборудо-
вания опрессовкой, для строительного и дорожного инструмента
и т. п.) используются компрессоры с давлением на выходе
0,4—0,8 МПа при подачах от 3 до 30 м3/мин. Так, например, для
дожатая нефтяного газа в системе внутрипромыслового сбора
и транспорта (а также для систем малогабаритных газобен-
зиновых установок) применяется одноступенчатый винтовой
маслозаполненный компрессор 6ГВ—18/6—17 со следующими
показателями: давление на выходе — 1,7 МПа, давление на
входе (абсолютное) — 0,5—0,7 МПа, давление на входе (на
расчетном режиме) — 0,6 МПа, подача—18 м3/мин, мощность
компрессора — 325 кВт, частота вращения ведущего ротора —
49,67 с-1, приводящий электродвигатель — ВАО-500—2У2, мощ-
ность электродвигателя — 400 кВт, частота вращения ротора
двигателя — 50 с-1, охлаждение впрыскиваемого в компрессор
масла воздушное, наработка на отказ — 5000 ч, средний ресурс
до капитального ремонта — 60 000 ч.
В нефтяной промышленности применяются также стацио-
нарные поршневые воздушные угловые (прямоугольные) ком-
прессоры типа П с приводом от электродвигателя, выпускае-
мые в соответствии с ГОСТ 23680—79 и ГОСТ 18985—79.
ГОСТ 23680—79 устанавливает типы и основные параметры
стационарных воздушных поршневых двухступенчатых ком-
прессоров общего назначения с избыточным конечным давле-
нием 0,78 МПа в крейцкопфном исполнении и 0,78; 1,18 МПа —
в бескрейцкопфном. По этому стандарту компрессоры должны
изготовляться следующих типов: ВУ — бескрейцкопфные с V-
образным расположением цилиндров; ВП — крейцкопфные
с прямоугольным расположением цилиндров; ВМ — крейцкопф-
ные с горизонтальным оппозитным расположением цилиндров.
Следует отметить, что отдается предпочтение более современ-
ным компрессорам ВМ и ВУ, в которых в меньшей степени про-
являются инерционные силы.
ГОСТ 18985—79 устанавливает технические условия, предъ-
являемые к указанным компрессорам, в том числе к показа-
телям надежности: ресурс до первого капитального ремонта
должен быть не менее 36 000 ч — для крейцкопфных компрессо-
ров ВП с прямоугольным и компрессоров ВМ с горизонталь-
220
ным оппозитным расположением цилиндров, 10000 ч — длябес-
крейцкопфных компрессоров ВУ с V-образным расположением
цилиндров, 40 000 ч — для компрессоров ВП и ВМ, которым
присвоен государственный Знак качества.
В нефтедобыче применяются, например, компрессоры сле-
дующих типоразмеров: 302ВП10/8, 305ВП30/8, 302ВП6/18,
305ВП20/18, 202ВП12/3, 302ВП20/35, 305ВП60/2 и др. Условное
обозначение, например, 305ВП30/8 означает, что компрессор
прямоугольного типа собран на угловой базе, в которой усилие
на шток может достигать 50 кН, предназначен для сжатия
воздуха, подача компрессора 30 м3/мин, давление на выходе —
0,8 МПа. Цифра, стоящая перед нулем,— номер модификации
(третья). Газовые компрессоры в обозначении имеют букву Г
вместо В.
Для снабжения сжатым воздухом средств КИП и автома-
тики установок подготовки нефти, концевых сепарационных
установок и комплексных сборных пунктов применяются блоч-
ные компрессорные станции БКСА5М, БКС5М-1, БКСА10 со
следующими показателями, соответственно: давление на вы-
ходе — 0,8 МПа, подача — 5,5 и 10 м3/мин, масса — 14 000,
13 000 и 12 350 кг.
Для снабжения сжатым воздухом пневматических инстру-
ментов на строительных, дорожных и других работах применя-
ются, например, передвижные компрессорные станции ПР-6М и
ПР-10М с давлением на выходе 0,8 МПа и подачами соответ-
ственно 6 и 10 м3/мин. Для сжатия воздуха используется ро-
торный двухступенчатый компрессор с частотой вращения ро-
торов 30 с-1. Привод компрессора — четырехцилиндровый че-
тырехтактный дизель Д-240Л, мощностью 58,8 кВт, с частотой
вращения вала 36,7 с~1. Средний ресурс до капитального
ремонта станции составляет 9000 ч.
В системах сбора, подготовки и транспортирования нефтя-
ного газа на газобензиновые заводы применяются газомотоком-
прессоры, винтовые и центробежные компрессоры.
Компрессорная станция с газомотокомпрессорами 8ГКМ
оснащена тремя поршневыми компрессорами с приводом от га-
зового двигателя, имеет подачу 7200 м3/ч. Показатели компрес-
сора: давление на выходе —0,5МПа, подача — 60 м3/мин, мощ-
ность— 225 кВт, частота вращения вала — 5,8 с“!, температура
окружающей среды — не ниже +5 °C.
Винтовые компрессоры изготавливаются в соответствии
с ГОСТ 23003—78 на давления от 0,2 до 1,6 МПа и подачи —
от 2,5 до 500 м3/мин (см. § 3).
Для подачи газонефтяной смеси (с количеством жидкой
фазы по объему до 2,1 %) применяется винтовой насос-ком-
прессор 15ВК со следующими показателями: давление на вы-
ходе—0,8—1,1 МПа, давление на входе — 0,15—0,4 МПа, по-
дача — 6,3 м3/мин.
221
Нефтезаполненный компрессор ВКГ-20/5 используется для
сжатия нефтяного газа в сепарационных установках. Его пока-
затели: давление на выходе — 0,5 МПа, давление на входе —
0,08 МПа, подача — 20 м3/мин.
Компрессорная станция с двумя винтовыми компрессорами
7ВКГ-50/7 с подачей 6000 м3/ч применяется для транспортиро-
вания нефтяного газа на газобензиновые заводы. Показатели
компрессора: давление на выходе — 0,7 МПа, давление на входе
0,08—0,1 МПа, подача — 50 м3/мин, мощность 270 кВт (мощ-
ность двигателя — 400 кВт), частота вращения ротора — 50 с-1,
температура окружающей среды ±40 °C.
Все указанные винтовые компрессоры имеют привод от элек-
тродвигателя.
Компрессорная станция с четырьмя центробежными электро-
приводными компрессорами ГТК-7/5М (см. рис. III. 14) имеет
подачу 21 000 м3/ч и применяется для транспортирования по-
путного газа на газобензиновые заводы. Компрессор имеет сле-
дующие показатели: давление на выходе — 0,5 МПа, давление
на входе — 0,1—0,12 МПа, подача — 117 м3/мин, мощность —
520 кВт (мощность двигателя 630 кВт), частота вращения ро-
тора— 227,3 с-1 (частота вращения вала двигателя — 49,5 с-1),
расход охлаждающей воды — 80 м3/ч, температура окружаю-
щей среды — не ниже +5 °C.
В газовой промышленности для транспортирования природ-
ного газа по магистральным газопроводам используются мощ-
ные (до 40 000 кВт) центробежные нагнетатели линейных ком-
прессорных станций (по ГОСТ 23194—78) с газотурбинным
приводом.
§ 7.	ТРЕБОВАНИЯ БЕЗОПАСНОСТИ И ОХРАНЫ
ОКРУЖАЮЩЕЙ СРЕДЫ
Требования безопасности предъявляются к элементам кон-
струкций компрессорного оборудования и системе управления
компрессорами; к средствам защиты, входящим в конструкцию,
и сигнализации; к монтажным, наладочным работам; транс-
портированию и хранению компрессоров.
Ниже приведены некоторые конкретные требования безопас-
ности к компрессорным установкам.
1.	Детали компрессорных установок, соприкасающиеся с аг-
рессивной средой, должны иметь антикоррозионную защиту или
быть изготовлены из коррозионностойких материалов.
2.	Конструкции цилиндров, теплообменных аппаратов и
трубопроводов должны обеспечивать компенсацию тепловых
деформаций.
3., Горизонтальные участки газопроводов (за исключением
импульсных) следует прокладывать прямолинейно с уклоном не
менее 1 : 300 в сторону от компрессора.
222
4.	Трубопроводы стационарных компрессорных установок
следует крепить к рамам-картерам, фундаментам компрессоров
во избежание передачи вибрации на конструкцию здания ком-
прессорной станции.
5.	В конструкциях газовых линий и полостей аппаратов, в ко-
торых возможно скапливание жидкости, должны быть преду-
смотрены устройства для ее удаления.
6.	Конструкции рычагов, цепных колес, кулачков и шарнир-
ных соединений для привода арматуры во взрывоопасных
помещениях должны исключать искрение в движущихся
частях.
7.	Движение от электродвигателей к компрессору, подаю-
щему взрывоопасные газы, должно передаваться через муфту,
редуктор или (в виде исключения) через клиноременное уст-
ройство. Применение плоскоременной передачи во взрывоопас-
ных помещениях не допускается.
8.	Предохранительные, сигнализирующие и блокировочные
устройства должны срабатывать автоматически без участия об-
служивающего персонала и обеспечивать последовательность
выполнения технологических операций и защиту оборудования
от перегрузок.
9.	Каждая ступень поршневого компрессора должна быть
оборудована предохранительным клапаном, установленным на
линии нагнетания в месте наименьшей пульсации давления газа.
В компрессорных установках, подающих токсичные и взрыво-
опасные газы и азот, должны устанавливаться предохранитель-
ные клапаны закрытого типа, газ из которых подается в за-
крытую систему.
В зависимости от условий технологического процесса и па-
раметров подаваемого газа допускается вместо предохрани-
тельных клапанов устанавливать предохранительные мембраны,
разрывающиеся при повышении давления в системе не более
чем на 25 % рабочего давления.
10.	На нагнетательном газопроводе стационарных устано-
вок перед раздаточным запорным органом (задвижка, вентиль
и т. nJ, а также на газопроводах отбора газа промежуточного
давления устанавливается обратный клапан, на корпусе кото-
рого стрелкой указывается направление потока газа.
II.	Открытые движущиеся и вращающиеся детали (махо-
вики, шкивы, валы муфты и т. п.), расположенные на высоте
менее 2 м от уровня пола или рабочей площадки, должны быть
закрыты съемными сплошными или сетчатыми кожухами.
12.	Детали компрессорной установки массой свыше 20 кг
должны иметь приливы, отверстия, грузовые винты и другие
устройства, обеспечивающие удобное и безопасное крепление
строп.
13.	Арматура устья газлифтной скважины и другое компрес-
сорное оборудование проверяется на герметичность и прочность
223
путем опрессовки полуторакратными по сравнению с рабочим
давлением.
14.	Для предотвращения масляных отложений на нагнета-
тельной линии должны устанавливаться маслоотделители, снаб-
женные автоматической продувкой для удаления конденсата,
воды и масла.
15.	Компрессорные установки должны быть оборудованы
автоматическими устройствами отключения приводящего дви-
гателя при повышении давления и температуры на выходах сту-
пеней компрессора, а также при падении давления в системе
смазки.
16.	Во избежание попадания воздуха на входе газового ком-
прессора и образования взрывоопасной смеси на всасывающей
линии для поддержания постоянного давления устанавливается
регулятор (регуляторы устанавливаются и на линиях подвода
топливного газа к газомотокомпрессорам).
17.	Для очистки газа от жидкости и механических примесей
на всасывающей и нагнетательной линиях устанавливаются се-
параторы.
. Компрессорные станции должны предусматривать специаль-
ные системы для предотвращения попадания газа и масел
в окружающую среду и ее загрязнения.
8. ГАЗЛИФТНАЯ И ФОНТАННАЯ ЭКСПЛУАТАЦИЯ НЕФТЯНЫХ
СКВАЖИН И ПРИМЕНЯЕМОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
Принцип газлифтной и фонтанной эксплуатации
нефтяных скважин
В нефтяной промышленности большая часть добываемой
нефти поднимается на поверхность из фонтанных скважин.
Фонтанирование представляет собой процесс подъема жидкости
из скважины за счет энергии пласта. При этом возможны два
случая: первый — когда пластовая жидкость не содержит газа
и поднимается на поверхность в результате превышения пла-
стового давления давления столба жидкости в скважине и
второй — когда пластовое давление не превышает давления
столба жидкости в скважине, но пластовая жидкость содержит
газ, который, расширяясь и всплывая в подъемных трубах,
поднимает жидкость на поверхность.
В том случае, когда для фонтанирования недостаточно пла-
стовой энергии и энергии нефтяного газа, в скважину подают
газ (или воздух) от компрессорной станции или из газовых
скважин. Энергия подаваемого газа обеспечивает подъем
жидкости на поверхность. Этот способ добычи нефти называется
компрессорным.
Компрессорный способ добычи пока мало распространен,
хотя оборудование скважин при этом методе приближается по
224
простоте конструкций к оборудованию фонтанирующих сква-
жин. Последние имеют наиболее простое оборудование, не срав-
нимое со сложными скважиными насосными установками.
Простота оборудования скважин, повышение эффективности
компрессорного способа добычи нефти с увеличением глубины,
с которой поднимается жидкость, расширяют область примене-
ния компрессорной эксплуатации нефтяных месторождений.
Распространению этого метода подъема жидкости способствует
применение нефтяного газа большого давления или газа из
газонасыщенных пластов. Последний способ называется беском-
прессорным газлифтом. В этом случае остается необходимость
Рис. III. 19. Подъем жидкости
газом
подготовки газа, отделения конденсата, но исключается приме-
нение компрессорных станций, значительно упрощается поверх-
ностное оборудование, и затраты на обустройство месторожде-
ния приближаются к затратам при фонтанировании скважин.
Для подъема жидкости из скважины газлифтным способом
в скважину опускается одна или две колонны насосно-компрес-
сорных труб (рис. III.19.). Внутренняя, подъемная колонна
труб опущена на глубину £. До подачи газа уровень жидкости
в скважине и трубах одинаковый, он называется статическим
уровнем Яст (рис. Ш.19,а). Подаваемый в межтрубное про-
странство газ отжимает жидкость до низа подъемной колонны и
проходит в нее, увлекая за собой жидкость. Смесь газа с жидко-
стью достигает поверхности и в результате ее отбора статиче-
ский уровень Яст в скважине снижается до динамического
Ядин (рис. III. 19,6). Структура потока смеси в подъемной ко-
лонне может быть: пузырьковой (рис. III.19, в) —в нижней ча-
сти колонны, пробковой (рис. III.19, г)—в верхней части ко-
лонны и дисперсионно-кольцевой (рис. 111.19, д)—в верхней
части колонны при избытке газа.
в Заказ №2119	225
В процессе газлифтной эксплуатации давление столба смеси
жидкости с газом у низа подъемной колонны относительно не-
велико. Но в начальный период подачи газа, когда в подъемной
колонне еще не образовалась смесь жидкости с газом и она
заполнена только жидкостью, давление у низа подъемной ко-
лонны значительно. Для преодоления этого давления в пусковой
период газлифтной эксплуатации должно быть создано большое
давление. По этой причине к газлифтной скважине подводятся
два трубопровода с разными давлениями газа.
Оборудование промысла при компрессорном
и бескомпрессорном газлифтах
Газ, получаемый от компрессорной станции, при газлифт-
ной эксплуатации направляется по двум или трем трубопрово-
дам, в которых его давление различно, через газораспредели-
тельную будку к отдельным скважинам.
В газораспределительной будке размещено обычно от четы-
рех до восьми секций распределительных батарей, каждая из
которых направляет рабочий агент к четырем скважинам.
К секции батарей рабочий агент подводится по двум, трем или
четырем трубопроводам. При трех подводящих трубопроводах
один — пусковой, а два — рабочих (на пониженное и повышен-
ное давления). Такое разделение обусловлено различием па-
раметров рабочего агента, требуемого при пуске скважины
(высокое давление и относительно малый расход) и при работе
(значительный расход и различное давление), а также разли-
чием характеристик скважин и требуемых для них параметров
рабочего агента. Пусковая линия обычно имеет меньший диа-
метр (63 мм), а рабочие — большой (100—150 мм). На всех
подводящих линиях трубопроводов установлены манометры.
Определенная подводящая линия подключается к скважине при
помощи вентилей.
Газораспределительная будка при рабочем агенте — газе,
должна быть построена из огнестойкого материала, иметь хо-
рошую вентиляцию.
Выпускается также блочная установка для газлифтной экс-
плуатации под шифром «Газлифт». Она рассчитана на давление
16 МПа, число подключаемых скважин — 8, с общей пропуск-
ной способностью по газу 24—640 тыс. м3/сут. Эта установка
позволяет распределять газ по скважинам, осуществлять руч-
ное регулирование расхода и регистрацию параметров газа.
Установка имеет блоки технологического и щитового помеще-
ний. Помещения крытые, их площади 8мХЗмиЗмХ2ми
массы — 9700 и 2000 кг.
Большое значение имеет очистка рабочего агента от влаги
для предотвращения ее замерзания при транспортировке агента
по промыслу. Для этого на линиях, обычно у компрессорной
станции и газораспределительных будок, устанавливают влаго-
226
отделители и нагреватели. Влагоотделитель устанавливается
в наиболее низком месте трубопровода. Это обычно небольшая
емкость, к верхней части которой подсоединен трубопровод
рабочего агента. Нижняя часть емкости, где скапливается
влага, периодически соединяется с атмосферой, и влага вы-
жимается давлением рабочего агента (емкость продувается).
Влага, оставшаяся в системе, в зимнее время может замерз-
нуть в регулирующей аппаратуре, в трубопроводе, поэтому
рекомендуется обогревать наиболее опасные места трубопрово-
дов. Для обогрева применяются огневые нагреватели (там, где
это допустимо по условиям безопасности) и электрообогрева-
тели.
Электрообогреватели встраиваются в трубопровод. Основная
труба электрообогревателя покрыта асбестом, а на него уло-
Рис. III .20. Бескомпрес-
сорная газлифтная ус-
тановка
жена обмотка обогрева. Обмотка покрыта вторым слоем асбе-
ста. На эту сборку надет кожух с теплоизоляцией. Электроэнер-
гия подается в нагреватель обычно через автомат, периодически
включающий и выключающий ток. Режим работы нагревателя
устанавливается в зависимости от окружающей температуры
воздуха, теплоизоляции труб и т.( д.
При бескомпрессорном газлифте используют энергию газа
большого давления, поступающего из газовых месторождений.
Применение бескомпрессорного газлифта рационально при на-
личии газовых месторождений вблизи нефтяных или при добыче
газа высокого давления на самих нефтяных месторождениях.
После подъема жидкости газ имеет значительно меньшее дав-
ление, насыщен парами жидкости, поэтому использование его
несколько ограничивается. В то же время схема бескомпрессор-
ного газлифта позволяет без больших капиталовложений и без
сложных компрессоров и компрессорных станций поднимать из
скважин жидкость наиболее простым методом. Поэтому этот
метод на некоторых нефтяных месторождениях нашел приме-
нение.
227
На рис. III. 20 показана технологическая схема бескомпрес-
сорного газлифта, применяемая в объединении Краснодарнефте-
газ. Газ из скважин 1 под большим давлением (15—20 МПа)
поступает на пункт очистки (осушки 2), где он проходит через
гидроциклонные сепараторы и конденсатосборники. После
пункта очистки газ поступает в беспламенный подогреватель 3
для подогрева до 80—90 °C, а затем в газораспределительную
батарею 4. Подогрев газа является эффективным средством
борьбы с гидратообразовапием при транспортировании и реду-
цировании газа. От батареи газ направляется через регулиро-
вочные штуцеры 5 в добывающие нефтяные скважины 5. После
подъема жидкости газ поступает в газосепараторы первой 7
и второй 8 ступеней, откуда направляется в топливные линии
и на газобензиновый завод. Жидкость из газосепараторов на-
правляют в емкость 9,
♦
Оборудование устья скважины
Оборудование устья скважины как при компрессорном, так
и при бескомпрессорном и фонтанном способах добычи нефти
составляется из одинаковых деталей и узлов по подобным
схемам.
Па устье скважины монтируется так называемая фонтанная
арматура.
Арматура делится на две части: трубную головку и фонтан-
ную елку (рис. III. 21).
Трубная головка монтируется непосредственно на колонной
головке и предназначается для подвески одной или нескольких
колонн насосно-компрессорных труб и герметизации на устье
межтрубных пространств. Через трубную головку подается
жидкость или газ в межтрубные пространства, контролируется
давление в них и выполняются необходимые исследования сква-
жины.
Фонтанная елка монтируется на трубной головке и предна-
значается для направления отбираемых из скважины жидкости
и газа в манифольд, а также для регулирования и контроля
работы фонтанной скважины.
Основными деталями и узлами арматуры являются: кресто-
вина 1, имеющая два боковых отвода, тройник 2, имеющий один
боковой отвод, переводник трубной головки 3, запорное устрой-
ство 4, дроссель 5, фланец под манометр 6, трехходовой кран 7
и манометр 8.
Крестовина и тройник позволяют отводить добываемую
смесь к манифольдам или иметь сообщение с одним из меж-
трубных пространств. На этих же деталях может быть1 подве-
шена колонна насосно-компрессорных труб. Для этого’ детали
могут иметь резьбу. Колонна подвешивается непосредственно
на этой резьбе или через переводник трубной головки 9. Кату-
228
шка или переводной фланец служат для подвески насосно-ком-
прессорных труб или для перехода с одного размера деталей
арматуры на другой. Запорные устройства необходимы для
полного перекрытия или открытия проходного сечения ствола
или отвода. Регулирование параметров потока неполным за-
крытием задвижки не допускается. Для регулирования пара-
метров потока и, следовательно, режима работы скважины ис-
пользуются специальные узлы-дроссели.
Рис. III.21. Устьевая арматура фонтанной скважины:
а — конструкция; б — схематическое изображение
Вертикальная, стволовая часть арматуры может иметь от-
воды в одну сторону (через тройники) или в две стороны (че-
рез крестовины). По этому признаку арматура делится на трой-
никовую и крестовую.
Основные параметры арматуры
Диаметр проходного сечения ство-
ловой части фонтанной елки, мм:
условный .................. 50	65	80	100	150
фактический ............... 52	65	80	104	152
Рабочее давление, на которое рас-
считана арматура, МПа	....	7	14	21	35	70	105
Условия работы арматуры фонтанирующих скважин в боль-
шинстве случаев таковы, что для обеспечения безаварийной и
долговечной работы оборудования необходим тщательный вы-
бор его схем, конструкции узлов и.материалов деталей.
- 229
Давление в фонтанирующих скважинах может доходить до
100 МПа, причем оно резко изменяется, пульсирует.
Скорость движения выходящей из скважины смеси жидко-
сти, газа и механических примесей (например, кварцевого
песка) в некоторых частях арматуры достигает нескольких де-
сятков метров в секунду.
Жидкость и газ часто вызывают интенсивную коррозию
арматуры.
Аварии арматуры, установленной на скважинах, приводят
к открытому фонтанированию, а иногда к выбросу труб и по-
Рис. III.22. Обвязка устьевой арматуры фонтанной скважины узлами мани-
фольда
жарам. Ликвидация таких аварий требует больших затрат
средств и времени. С другой стороны, масса и стоимость арма-
туры, устанавливаемой на одной скважине, велика. Так, на-
пример, масса комплекта арматуры на давление 20 МПа для
двухрядной колонны равна 2895 кг. При выборе и разработке
арматуры необходимо учитывать и эти факторы.
Тройники, переводники, крестовины и фланцы, как и кор-
пуса запорных устройств, отливают из стали 40ХЛ, 40ХНЛ,
25ХГСЛ. Уплотнение между фланцами арматуры — кольцевая
металическая прокладка овального сечения. Материал кольце-
вой прокладки — сталь 8КП, 20, 40. Она, как и всякая про-
кладка, должна быть меньшей твердости, чем материал фланца.
В последнее время начинают применять сварную арматуру,
детали которой не литые, а штампованные или кованые. При
этом можно выполнять детали из стали 40 или 40Х, значи-
тельно сократив массу и не снизив прочностные качества.
Арматура устья скважины соединяется с промысловыми
трубопроводами манифольдом.
2зе
Разработаны типовые схемы обвязки устья манифольдами.
На рис. III. 22 показана наиболее простая схема. Более слож-
ные схемы предназначены для обвязки выкидных линий, коль-
цевого и затрубного пространства.
Схемы составлены из типовых узловых сборок. На рис. 111.22
показаны сборки I, II, III, IV, а всего их девять.
Рис. II 1.23. Клиновая задвижка:
1 — маховик; 2 — крышка манжеты; 3 —
манжета; 4—шпиндель и его бурт осе-
вой опоры; 5 — крышка задвижки; 6 —
прокладка; 7 — клин; 8 — корпус; 9 —
кольцо
Рис. III.24. Прямоточная задвижка:
1 — маховик; 2 — корпус подшипника;
3 — крышка задвижки; 4 — шпиндель;
5 — прокладка; 6 — поршень; 7 — щека
корпуса; 8 — гайка плашек; 9 — втулка;
10 — плашка; 11 — корпус
Манифольды имеют запорные устройства 3, регулируемый
штуцер 4, предохранительные клапаны /, крестовины, трой-
ники, вентили 2 для изменения давления и подсоединения при-
боров и т. д.
Применяются три типа запорных устройств арматуры устья:
клиновые задвижки (рис. III. 23), прямоточные задвижки (рис.
Ш.24) и краны (рис. III.25).
Клиновая задвижка наиболее простая, но имеет существен-
ные недостатки: в открытом положении клин 7 поднят выше
проходного отверстия, и уплотняющие поверхности клина и
231
кольца в корпусе практически омываются потоком смеси, по-
ступающей из скважины. При этом происходят коррозия и эро-
зия мест уплотнения. Открытая полость задвижки представляет
собой местное сопротивление с расширением. Здесь образуются
вихри и создаются условия для выпадения солей и механиче-
ских примесей.
В прямоточных задвижках в закрытом и открытом состоя-
нии (в последнем состоянии отверстие устанавливается по .оси
канала корпуса) уплот-
Рис. II 1.25. Кран
/ — корпус; 2 — конус; 3 — крышка; 4 — регу-
лирующий винт; 5 — манжеты; 6 — кулачковая
муфта для проворота конуса шпинделем; 7 —
шпиндель; 8 — рукоятка; 9 — нажимной болт для
подачи смазки; 10 — обратный клапан; 11 и
12 — ограничитель и пружина клапана
няющие поверхности за-
крыты. Две половинки
плашки 10 разжимаются
пружинами и прижима-
ются к корпусу. Канал не
изменяет своего диамет-
ра. Задвижка заполнена
густым маслом, а полос-
ти 7 — смазкой, которая
поступает к местам уп-
лотнения плашек под
давлением среды, пере-
даваемым через поршни 6.
Кран обладает теми
же достоинствами, что и
прямоточная задвижка,
но для его закрытия не
требуется длительного
вращения маховика. Из-
готовление его должно
быть более точным, смаз-
ку надо применять толь-
ко рекомендуемую и ме-
нять ее часто, иначе воз-
можно заклинивание ко-
нуса.
Скважинное газлифтное оборудование
При компрессорном газлифте, так же как и при бескомпрес-
сорном, для пуска скважины в работу требуется значительно
большее давление, чем в процессе работы. Для снижения пуско-
вого давления применяются газлифтные клапаны.
Газлифтные клапаны (рис. III. 26, позиция /), устанавли-
ваемые на подъемной колонне, обеспечивают ввод газа в верх-
нюю часть колонны сначала от уровня установки первого газ-
лифтного клапана, потом от уровня установки второго клапана
и т. д., пока весь столб поднимаемой жидкости не будет га-
зирован (рис. III. 26, а-е).
232
На рис. III. 26, ж, з, показан газлифтный клапан У1М, на
примере которого ниже рассматривается принцип работы газ-
лифтного клапана» При подаче газа в затрубное пространство
жидкость из него поступает в подъемную колонну через отвер-
стия в ниппеле 4. Необходимая площадь проходного сечения
Рис. Ш.26.
Схема работы пускового
клапана
отверстий устанавливается с помощью перекрытия их регулиро-
вочным кольцом L Газ через газлифтный клапан поступает
в подъемную колонну, смешивается с жидкостью и поднимает
ее до поверхности, где жидкость отводится через устьевое обо-
рудование. Оставшаяся в скважине смесь жидкости с газом
будет создавать уже меньший напор у газлифтного клапана.
Газ будет отжимать уровень жидкости в затрубном простран-
стве, давление газа в нем будет снова повышаться. У кла-
233
*
Сква-
Рис. III.27.
жинная газлифт-
ная камера
пана 2 возникнет определенная разность давления: снизу —
большее давление газа в затрубном пространстве, сверху —
меньшее давление смеси в подъемной колонне» В результате
клапан 2 поднимется, сжимая пружину 3, перекроет отверстия
. д0СТуП газа в подъемную колонну прекратится»
Шарик 5 упадет на седло.
Усилие пружины, действующее на клапан
2, можно изменять с помощью регулировоч-
ной гайки. Пружина газлифтного клапана за-
щищена кожухом 3.
Расстояние между газлифтными клапана-
ми должно быть такое, чтобы при закрытии
расположенного выше клапана жидкость в
затрубном пространстве была отжата газом
до клапана, находящегося ниже. При этом
газ начнет поступать в нижний клапан, и
вес столба жидкости в подъемной колонне
уменьшится. Затем произойдет дальнейшее
отжатие жидкости в затрубном пространстве
ниже второго газлифтного клапана.
Шарик 5 выполняет роль обратного кла-
пана, необходимого для предотвращения
утечки жидкости из подъемной колонны при
промывке скважины. В этом случае в насос-
но-компрессорные трубы нагнетается жид-
кость, давление которой выше, чем давление
в затрубном пространстве.
Клапаны У1М устанавливаются на внеш-
ней поверхности труб, и для смены или регу-
лировки их необходим подъем всей колонны.
Это неудобство устраняется новым методом
установки газлифтных клапанов (рис. III.27),
когда клапан 5 спускается внутрь подъем-
ной колонны /, доводится до кармана 4 сква-
жинной камеры 2 и устанавливается в нем с помощью кулач-
кового фиксатора 3. В скважинное газлифтное оборудование
входят также пакер 6 и приемный клапан 7. Клапаны могут
спускаться на проволоке или сбрасываться в трубы. Подъем
таких клапанов возможен без подъема колонны насосно-комп-
рессорных труб и производится с помощью специальных съем-
ников, спускаемых во внутреннюю полость подъемной колонны.
Скважинное газлифтное оборудование такого типа, пред-
назначенное для эксплуатационной колонны диаметром 168 и
146 мм, имеет шифры: Л-73А-210, Л-73Б-210, Л-60А-210, Л-60Б-
210, где числа 73 и 60 — условный диаметр подъемных труб,
мм; 210 — рабочее давление, 10”1 МПа.
Оборудование комплектуется от 1 до 9 пусковыми газлифт-
ными клапанами и одним рабочим клапаном и, соответственно
234
2—10 скважинными камерами, 2—10 кулачковыми фиксато-
рами ФК (не входят в комплект оборудования типов Л-73Б-210
и Л-60Б-210), пакером ПН-ЯГМ, приемным клапаном, пере-
водниками.
Газлифтные клапаны на рабочее давление 21 МПа имеют
шифры: Г-38, Г-38Р, Г-38-70Д, Г-25, Г-25Р, 1Г-25, 1Г-25Р, Г-20,
Г-20Р, где 38, 25, 20 — условный диаметр клапана, мм; Р —
рабочий клапан (остальные — пусковые); Д — камера клапана
заполнена демпфирующей жидкостью.
В газлифтных клапанах Г роль пружины (см. рис. III.27, ж,
позиция 3) выполняет сильфон, заряженный под давлением
0,2 — 0,7 МПа азотом.
Скважинные камеры обозначаются аналогично скважин-
ному газлифтному оборудованию: К-73А-210,	К-73Б-210,
К-60А-210, К-60Б-210. Корпус камеры имеет овальную форму.
Это позволяет располагать газлифтные клапаны эксцентрично
и поэтому проходное сечение подъемной колонны в области
скважинных камер не уменьшается.
Скважинное газлифтное оборудование первой категории
качества имеет среднюю наработку на отказ до 10 000 ч, выс-
шей категории — до 15 000 ч.
Глава IV
ОБОРУДОВАНИЕ ДЛЯ ПОДЗЕМНОГО РЕМОНТА
СКВАЖИН И ВОЗДЕЙСТВИЯ НА ПЛАСТ
§ 1.	КЛАССИФИКАЦИЯ ВИДОВ РЕМОНТОВ И ОПЕРАЦИЙ
Цикл эксплуатации нефтяной скважины состоит из следую-
щих последовательно выполняемых процессов: а) отбор пла-
стовой жидкости, т. е. эксплуатация скважин; б) поддержива-
ние технологического режима эксплуатации скважин — подзем-
ный и капитальный ремонты, гидравлический разрыв, про-
мывка, кислотная обработка призабойной зоны и т. д.
Подземный ремонт скважин подразделяется на текущий и
капитальный, К текущему относятся работы, связанные с ре-
монтом извлекаемого подземного оборудования: колонны
штанг, труб, насоса и т. д. Капитальный ремонт скважин вклю-
чает сложные работы, связанные с ремонтом обсадной колонны
и воздействием на пласт.
Все операции, составляющие процесс подземного и капи-
тального ремонта скважин, выполняются при помощи подъем-
ников, вышек или мачт, специализированного оборудования для
очистки труб, промывки скважин, обработки призабойной зоны
пласта, инструментов для выполнения ручных операций,
а также средств механизации.
При подземном ремонте проводятся следующие операции:
1)	транспортные — доставка необходимого оборудования
к устью скважины;
2)	подготовительные — установка оборудования на пло-
щадке у скважины, подготовка его к работе;
3)	спуско-подъемные — извлечение из скважины насосного
оборудования и спуск нового или отремонтированного;
4)	подземный ремонт — смена скважинного насоса или его
узлов, чистка пробки и т. п.;
5)	заключительные — свертывание комплекта оборудования
и подготовка его к транспортировке.
Все процессы подземного ремонта (рис. IV. 1) обязательно
включают в себя транспортные, спуско-подъемные и заклю-
чительные операции. В балансе времени примерно 80 % при-
ходится на указанные операции и 20 % — на остальные.
Таким образом, совершенно разные по назначению нефте-
промысловые процессы имеют много общего по составляющим
их операциям.
Подземный ремонт выполняется бригадами по подземному
ремонту скважин, организуемыми в НГДУ. Бригады обычно
236
работают повахтенно. Как правило, в состав вахты входят три
человека: оператор с помощником работает у устья скважины;
машинист управляет лебедкой подъемного механизма. Капи-
тальный ремонт скважин выполняется работниками контор
капитального ремонта, входящих в состав НГДУ.
входящих в состав НГДУ.
Предупредительный ремонт
_________
Смена насоса или клапанов
-* Чистка правок
ремонт
Подземный
Капитальный .
ремонт
Текущий
ремонт
скважин
Прогрев труб и штанг,
Почистка от парафина______
\^1Ликбидация утечек в подзем-
ных трубах _
Вынужденный ремонт j
Ликвидация обрыва или
отвинчивания штанг
Повторный ремонт
Технологические работы j
у —	____
-Армена насоса на другой диаметр Ц /, 2, J
Смена НКТи штанг на другой размер 1,2,3
Изменение глубины подвески насоси -1,2,3
впуск или смена защитного
приспособления ни приеме насоса
Ликвидация аварий обсадной. колонны - 4 2, <7
Изоляция проявившиеся вод
-* Переходна другой лродуктивнгоризонт-1,2,3,10,12
Гидравлический разрыв пласта
-^Забуривание второго ствола
Термическая обработка забоя
Извлечение прихваченных труб
и штанг 
\f,2,3J0,W^
Рис. IV. 1. Классификация операций подземного ремонта:
t — транспортные операции; 2 — подготовительные операции; 3 — спуско-подъемные
операции; 4 — тартание и др.; 5 — депарафинизация; 6 — чистка пробок; 7 — закачка
теплоносителя; 8 — закачка кислоты; 9 — закачка специальной жидкости; 10 — заливка
цемента; 11 — цементирование ствола; 12 — разбуривание
237
§ 2.	СХЕМА РАСПОЛОЖЕНИЯ ОБОРУДОВАНИЯ
ПРИ СПУСКО-ПОДЪЕМНЫХ ОПЕРАЦИЯХ
При проведении подземного и капитального ремонтов ос-
новными операциями являются спуско-подъемные, заключаю-
щиеся в спуске в скважину или подъеме из нее труб, штанг и
различных инструментов. Поэтому в комплекс оборудования
для подземного ремонта входит подъемное сооружение.
оттяжной
4 — труба; 5 — элеватор; 6 — штропы; 7 — крюк;
___блок; 9 — вышка; 10 — кронблок; 11 — мо-
стки; 12 — упор для трактора
Рис. IV.2. Размещение оборудования при под-
земном ремонте скважины:
1 — тракторный подъемник; 2 — канат; 3
ролик;
8 — талевый
На старых нефтегазодобывающих предприятиях имеются
стационарные вышки, мачты, стеллажи, а спуско-подъемные
операции выполняются при помощи самоходных лебедок, кото-
рые принято называть подъемниками.
При подземном ремонте стационарная вышка (рис. IV. 2)
оснащается талевой системой, «мертвый» конец которой за-
якорен у основания вышки, а подвижный конец через оттяжной
ролик направлен на барабан лебедки. Трубы и штанги при
подъеме из скважины либо укладывают на мостки, либо уста-
навливают внутри вышки.
В новых нефтедобывающих районах (Татария, Башкирия
и т. д.) стационарные вышки не применяют, так как их металло-
емкость велика, а коэффициент использования мал — 1—2 %.
Более рациональным считается использование подъемников, не-
238
сущих на себе весь комплекс оборудования — вышку (мачту),
лебедку, инструмент, необходимей для спуско-подъемных опе-
раций. Транспортной базой таких агрегатов служат тракторы
и автомобили высокой проходимости. Один из таких агрегатов,
установленный на скважине в рабочем положении, показан на
рис. IV.3. При переезде от скважины к скважине телескопиче-
Рис. IV.3. Агрегат для подземного
ремонта скважин:
1 — оттяжка вышки; 2 — установочная
оттяжка; 3 — винтовой домкрат; 4 — по-
воротный кран; 5 — талевый блок С Крю-
ком; б* — корбка пермены передач; 7 —
лебедка, 8 — пост управления подъема
вышки; 9 — гидравлический домкрат
239
ская вышка агрегата складывается и приводится в горизонталь-
ное положение, а инструмент закрепляется па агрегате.
Необходимо отметить, что в старых нефтедобывающих
районах замена стационарных вышек на агрегаты, несущие на
себе вышку, экономически нс выгодна, поэтому ремонт прово-
дится с комплексом оборудования, показанного на рис. IV.2.
§ 3.	ВЫШКИ И МАЧТЫ ДЛЯ ПРОВЕДЕНИЯ ПОДЗЕМНОГО РЕМОНТА
После освоения пробуренной скважины буровая вышка пе-
редвигается для бурения следующей скважины. Для проведе-
ния спуско-подъемных операций применяются стационарные и
передвижные вышки и мачты.
240
К стационарным относятся вышки и мачты, постоянно уста-
новленные над устьем скважины.
На многорядных скважинах вышка или мачта снабжается
несколькими кронблоками — по числу опущенных колонн. Если
расстояния между двухствольными скважинами небольшие, ис-
Рис. IV.6. Передвижная мачта,
транспортируемая трактором -
подъемником:
а — транспортное положение; б —
рабочее положение мачты
пользуют качающиеся мачты, у которых вследствие ослабления
и подтягивания оттяжек кронблок устанавливается над устьем
ремонтируемой скважины.
Вышки изготавливают из сортового проката или отработан-
ных бурильных и насосно-компрессорных труб. Наиболее часто
применяются вышки высотой 24 и 22 м (рис. IV.4).
Характеристика эксплуатационных вышек
Тип ............
Шифр ...........
Г р у зоподъем пая
сила, кН . . .
Высота, м . . .
Размер основания,
Трубы для ног:
тип . . . .
диаметр, мм
. . Башенная трубчатая
. . ВЭТ 22X50 ВЭТ 75X24	ВМ1-24
. .	500	750	750
. .	22	24	24
м	6X6	8X8	8X8
НКТ	Бурильные
114	140	140
241
Помимо стационарных вышек применяют мачты (рис. IV.5).
Характеристика мачт
Шифр ..........................МЭСН	15X15
Грузоподъемная сила, кН	. .	150
Высота, м ...................... 15
Предельное число поднимаемых
труб или штанг.................... 1
Расстояние между ногами, м .	4
МЭСН 17X25 МЭСН 22X25
170	250
15	22
1 Свеча из двух
труб
4	4
Как отмечалось выше, наиболее рационально применять пе-
редвижные мачты и агрегаты (рис. IV. 6.).
§ 4.	ТАЛЕВАЯ СИСТЕМА
Талевая система предназначена для передачи тягового уси-
лия каната, наматываемого на барабан лебедки к подъемному
крюку. Она включает в себя кронблок (рис. IV. 7), устанавли-
ваемый неподвижно на вышке или мачте, и талевый блок (рис.
IV. 8), перемещающийся во время работы. К талевому блоку
крепится крюк (рис. IV. 9), на который в зависимости от вы-
Рис. IV.7. Кронблоки:
а — исполнение I; б — исполнение II; / — ограждение, 2 — шкив, 3 — опора, 4 —
ось шкивов, 5 — кожух, 6 — подкронблочная рама
242
полняемых операций, подвешивается элеватор или вертлюг.
Один конец каната талевой системы закреплен на барабане
лебедки, а второй — неподвижно на раме вышки или талевом
блоке.
Талевая система позволяет увеличить тяговое усилие по
сравнению с усилием, действующим в канате, наматываемом
на барабан лебедки, соот- ................ _
ветственно уменьшается ско-
рость перемещения крюка.
Одной из основных харак-
теристик талевой системы
является ее оснастка, кото-
рая зависит от числа шки-
вов, находящихся в работе
i рис. IV. 10). Если «мерт-
вый» конец каната закреп-
ляется за низ вышки, то
усилие, развиваемое крю-
ком, распределяется на 2 п
струн каната, если же за
талевый блок, то на 2 п+1,
где п — число подвижных
шкивов талевого блока.
Кронблоки для спуско-
подъемных операций при
подземном ремонте изготав-
Рис. IV.8. Талевый блок:
1 — щека; 2 — боковой кожух; 3 — ось шки-
вов; 4 — подшипник; 5 — шкив; 6 — серьга
Рис. IV.9. Подъемные крюки:
с —однорогий крюк (исполнение I); б — трехрогий крюк (исполнение П); 1 — серьга;
2 — корпус крюка; 3 —пружина; 4 — ствол крюка; 5 — рог крюка; € — седло; 7 — до-
полнительный рог со скобой
243
Рис. IV. 10. Оснастка талевой системы:
а — однострунная; б — двухструнная; в —
трехструнная; г — четырехструнная; д — шес-
тиструнная
ливаются в двух исполнениях: I — для установки на передвиж-
ных подъемных установках и стационарных эксплуатационных
мачтах, II — для установки на стационарных вышках. Послед-
ние отличаются наличием подкронблочной рамы.
Кронблоки и талевые блоки (табл. IV. 1) изготавливают
с линейным расположением шкивов, число которых изменяется
в зависимости от его грузоподъемности. Каждый канатный
шкив крепится на оси посредством двух роликовых подшипни-
ков, отделенных друг от
друга стопорными коль-
цами. Для исключения пе-
ремещения шкивов вдоль
оси, она снабжена с одной
стороны буртом, а с дру-
гой — гайкой со стопорной
шайбой. Смазка к ролико-
вым подшипникам подается
по осевым и радиальным
каналам. Выходы осевого
канала закрыты резьбо-
выми пробками.
Для предотвращения со-
скальзывания канатов со
шкивов у кронблока пре-
дусмотрено ограждение,
а у талевого блока — огра-
ничители. Помимо этого
предусмотрены съемные ко-
жухи.
Крюки подъемные экс-
плуатационные состоят из
следующих основных дета-
лей — рога крюка, подвески
и серьги. На роге кованого
крюка имеется сменное
седло с защелкой, фикси-
рующей положение седла
при спуско-подъемных опе-
рациях. Крюки изготавли-
ваются двух типов: однорогие (исполнение I) с грузоподъемной
силой до 200 кН, трехрогие (исполнение II) с грузоподъемной
силой от 320 до 1250 кН.
Для свободного вращения рога крюка под нагрузкой и без
нее, а также амортизации динамических составляющих на-
грузки предназначена подвеска. Подвеска соединяет рог крюка
с серьгой и включает литой стальной корпус, амортизирующую
пружину и ствол, установленный на упорном подшипнике (см.
табл.IV. 1).
244
Таблица IV\Г
Характеристика кронблоков и талевых блоков
Грузоподъемная сила, кН
Наименование
200
500
800
1250
Диаметр талевого
каната, мм
Диаметр канат-
ных шкивов
по дну желоба,
мм
Кронблок
Число канатных
шкивов
Исполнение
Талевый блок
Число канатных
шкивов
Крюк
Исполнение
14,5
360
КБЭ-12,5
БТ-12,5
2
КР-12,5
450
КБ-20
БТ-20
2
КР-20
22,5
630
28,0
710
710
КБ-32
БТ-32
2
КР-32
II
КБ-50,
КБР-50
4	4
I II
БТ-50
КР-50
II
КБ-80,
КБР-80
I II
БТ-80
КР-80
II
КБ-125,.
КБР-125*
6	6
I II
БТ-125
KP-12S
II
2
Расчет талевой системы
В грузоподъемных механизмах для подземных ремонтов-
используются талевые системы. Наиболее часто применяются
схемы талевых систем, приведенных на рис. IV. 10.
Рассмотрим работу четырехструнной силовой системы (см.
рис. IV. 10, а). В неподвижном состоянии нагрузка от веса
груза Qrp и подвижных частей талевой системы фгс равномерно
распределяется на струны каната
р  - Фгр Ч~ Qтс_Q
п	п
(IV.1>
где п — кратность талевой системы (число струн каната, на
которых висит груз).
При подъеме груза натяжение в струнах каната будет раз-
личное вследствие потерь на трение. При этом максимальное
натяжение будет в струне, наматывающейся на барабан, Рх,
а минимальное в последней струне —«мертвом» конце каната
Рм. Для определения максимального натяжения каната найдем
усилия в каждой струне талевого каната
Р TJ
Р2 -= ЛП = Лл2,	(IV.2).
Рз = -РгП = -РхП3.
Рп =- Р^\
где п — число струн; г] — к. п. д. одного блока.
245»
Усилие в ходовом конце каната для талевой системы
с креплением «мертвого» конца за рамный брус вышки (см.
рис. IV. 10, а, б, а, д) будет
(ад
а в случае крепления его к талевому блоку (см. рис. IV. 10, в)
^Qrp + QTC/(2n+l)n2.	(IV.4)
К. п. д. талевой системы зависит от числа шкивов. Чем
больше шкивов, тем больше их сопротивление движению ка-
ната, тем меньше к. п. д.
Число шкивов 123456789	10
К.п.д. талевой 0,97 0,94 0,92 0,90 0,88 0,87 0,85 0,84 0,82 0,81
системы
С учетом применения оттяжного ролика усилие в канате,
наматываемом на барабан, будет
^ = ^-Пор,	(IV.5)
где т]0. р — к. п. д. оттяжного ролика.
Общий к. п. д. талевой системы в этом случае будет rjs^o-p-
При спуске груза натяжение в струнах каната талевой си-
стемы перераспределяется в порядке, обратном подъему, т. е.
натяжение сбегающего с барабана конца каната при спуске
груза равно натяжению его «мертвого» конца при подъеме
груза Рм. В свою очередь натяжение «мертвого» конца при
спуске груза будет равно натяжению ходового конца каната
при подъеме.
При расчетах талевой системы для канатных шкивов диа-
метром по дну канавки более 650 мм и вращающихся на под-
шипниках качения принимают т] = 0,98, для канатных шкивов
диаметром по дну канавки 650 мм и вращающихся на подшип-
никах скольжения — ц = 0,96.
Для выбора оснастки талевой системы по заданным макси-
мальной нагрузке на крюке Qmax и допускаемому натяжению
каната РДОп определяют необходимое число струн. Полученный
результат округляют до целого числа (округление в большую
сторону):
Стах^доп ~ Я»
Для оснастки талевой системы применяют стальные канаты
диаметром 16,5—22,5 мм с пределом прочности на растяжение
от 1400 до 1900 МПа.
Наибольшее усилие передает ходовая часть каната. Канат
выбирается по разрывному усилию, которое равно
где Рх — натяжение ходового каната; п — запас прочности.
246
Для установок подземного ремонта в соответствии с тре-
бованиями Правил Котлонадзора при соотношении диаметров
шкива и каната не менее 20 запас прочности устанавливается
в пределах 4—5.
Проверочный расчет стальных канатов
Канат — ответственный и быстроизнашивающийся элемент
талевой системы.. После выбора каната по разрывному усилию
его необходимо проверить на работу в условиях совместного
действия растяжения и изгиба.
Напряжение от растяжения определяют по формуле
Ор —
F ябЧ
где Рх — натяжение ходового конца каната, Н, 6 — диаметр
проволоки в канате, м; i — число проволок в канате.
Для определения напряжения каната от изгиба определим
напряжение от изгиба проволоки диаметром 6, огибающего
шкив диаметром D.
Вследствие малости диаметра проволоки в сравнении с диа-
метром шкива примем радиус D/2 равным радиусу окружности,
совпадающей с осью сгибающейся проволоки (рис. IV. 11).
Рассмотрим часть окружности с углом ср. В результате
деформации от изгиба наружная поверхность проволоки удли-
нится и относительное удлинение наружного волокна на по-
верхности проволоки будет
где Zi — длина участка наружного вытянутого волокна прово-
локи; /о—длина участка оси проволоки, огибающей шкив;
<р — угол огибания шкива проволокой.
По закону Гука напряжение материала в пределах его уп-
ругости прямо пропорционально относительному удлинению, т. е.
о = Ев,
где Е — модуль упругости материала проволоки, равный 2,1Х
XIО5 МПа.
Следовательно, напряжение изгиба в проволоке
аиз = ES/D.
Однако фактическое напряжение каната будет отличаться
от полученного по формуле, так как шкив огибает не прово-
лока, а канат, в котором проволоки свиты спирально в пряди,
247
а пряди — в канат. Вследствие этого в формулу вводится ко-
эффициент к, определяемый экспериментально и равный 3/8.
В результате получим напряжение от изгиба каната
va3 = ^Eb/D.
О
Суммарное напряжение осум от растяжения и изгиба
Запас прочности п определяется из соотношения
асум,
Рис. IV.11. Схема для расчета
каната на изгиб
где Ов — предел прочности мате-
риала проволоки при растяже-
нии, определяемый по табли-
цам.
Как указывалось выше, за-
пас прочности п рекомендуется
принимать равным 4—5. Иногда
канаты работают с меньшим за-
пасом прочности. При этом ка-
нат изнашивается быстрее.
Износ каната зависит от диа-
метра шкивов, барабана ле-
бедки, оттяжного шкива, про-
филя ручья шкивов, частоты пе-
регибов и их направления,
а также от влияния дополнительных усилцй, вызываемых инер-
цией груза, поднимаемого с переменной скоростью.
Удельное давление каната (Па) на шкив определяется из
выражения
p=2PIDd,
где Р— натяжение каната, Н; D — диаметр шкива по дну
профиля, м; d — диаметр каната, м.
Удельное давление р для канатных шкивов, изготовляемых
из углеродистой стали, допускается в пределах 6,3—7,6, а из
марганцовистой стали со шлифованным желобом 17,5—
21,0 МПа.
Для уменьшения износа каната его следует наматывать на
барабан правильными рядами.
Существенное влияние на долговечность канатов оказывает
их смазка. При его изготовлении смазываются отдельные про-
волочки и сердечник, при эксплуатации и хранении — только
его наружная поверхность. Во время повторной обработки ка-
ната во избежание появления точечной коррозии необходима
сплошная смазка наружной поверхности каната. Исследования
показывают, что срок службы смазанного каната на 20—40 %
248
выше, чем несмазанного. В процессе работы необходимо также
его смазывать каждые 3—5 дней. Наматывать и смазывать
канат следует в натянутом состоянии во избежание образова-
ния узлов. При работе с ним пе следует допускать рывков,
нельзя ударять по канату и делать зарубки.
Для безопасности работы подъемника необходимо своевре-
менно обнаружить износ каната и заменить его.
При обнаружении оборванных проволочек необходимо под-
считать их и сравнить полученные данные с нормами бра-
ковки, определяющими допустимое число обрывов проволок по
длине шага свивка каната. Если обнаружена оборванная прядь
канат в дальнейшей работе использовать нельзя.
§ 5.	ИНСТРУМЕНТ ДЛЯ СПУСКО-ПОДЪЕМНЫХ ОПЕРАЦИЙ
При спуско-подъемных операциях для повышения произ-
водительности труда и выполнения требований техники без-
опасности применяется специальный инструмент: а) элеваторы,
используемые при перемещении и удержании на весу как от-
дельных насосно-компрессорных труб и штанг, так и всей ко-
лонны; б) спайдеры, для удержания на весу колонны труб;
в) ключи для свинчивания и развинчивания труб и штанг,
а также вспомогательные приспособления, облегчающие ра-
боту бригады,— направляющие воронки, вилки, лотки и т. д..
Элеваторы
Элеватор — инструмент для захвата и удержания навесу
колонны труб или штанг при спуске-подъеме. Конструкция
элеватора должна обеспечивать его прочность, надежность,
безопасность и удобство в работе.
Основные параметры элеватора — грузоподъемность Q, диа-
метр труб или штанг, масса G. Совершенство конструкции эле-
ваторов характеризуется коэффициентом k—QIG, т. е. грузо-
подъемностью, приходящейся на один килограмм массы.
Трубные элеваторы по конструкции подразделяются на две
основные группы — двухштропные (или балочные) и одно-
штропные (или стержневые). Первые выполняются в виде
балки, имеющей в средней части гнездо для захвата трубы,
а по краям две проушины для штропов., Материал корпуса этих
элеваторов в основном работает на изгиб. Вторые — представ-
ляют собой цилиндр, имеющий в верхней части проушины для
крепления серьги, а в нижней части — гнездо для захвата
труб.
Материал стержневых элеваторов в основном работает на
растяжение, что позволяет уменьшить их массу по сравнению
с балочными элеваторами при одинаковой грузоподъемности.
Одноштропные элеваторы ЭГ конструкции Г. В. Молчанова
предназначены для работ как при механизированном свинчива-
нии и развинчивании труб, так и при ручных работах.
24$
При использовании клинового спайдера или автомата АПР,
имеющего клиновой захват для подъема и спуска труб доста-
точно иметь один элеватор, подвешенный на крюке талевого
блока.
Элеватор состоит из литого корпуса /, изготавливаемого из
сталей марки 40ХНЛ, 15ХНЗЛ или 20ХНЗЛ, с переменным
Рис. IV. 12. Трубный элеватор ЭГ (в плане штроп и фиксатор не показаны):
1 — корпус; 2 — защелка; 3 — пружина и защелки; 4 — пружина створки; 5 — шайба;
6, 8 — пальцы; 7 — серьга; Р, 11 — шплинты; 10 — ось защелки; 12 — ручка; 13 — створ-
ка; 14 — ось створки; 15 — фиксатор; 16 — пружина фиксатора; 17 — ось фиксатора;
18 — винт
сечением и боковыми ребрами, обеспечивающими его равно-
прочность (рис. IV.12). Корпус элеватора в верхней части при
помощи пальца 8 крепится к серьге 7 (штропу). В нижней ча-
сти корпуса имеется опорный бурт, на который опирается
муфта насосно-компрессорной трубы. Створка крепится в ниж-
ней части корпуса при помощи пальца 6, относительно которого
она может и поворачиваться и перемещаться в вертикальном
направлении. Если элеватор не нагружен, пружина 4 удержи-
вает створку в верхнем положении, при этом шип створки в ее
250
нижней части выходит из паза опорной части корпуса элева-
тора, обеспечивая ее свободный поворот. На внутренней по-
верхности створки в ее нижней части имеется опорный бурт,
верхняя плоскость которого является продолжением опорной
плоскости бурта корпуса в нагруженном состоянии. Таким об-
разом, опорная поверхность бурта, на которую опирается торец
муфты насосно-компрессорной трубы, является кольцевой и
практически непрерывной. Это обеспечивает приложение на-
грузки точно по оси трубы и предотвращает появление из-
гибающих моментов, ухудшающих условия работы муфты,
трубы и их резьбового соединения. Створка 13 фиксируется за-
Таблица IV.2
Техническая характеристика элеваторов ЭГ
Условный диаметр насосно-компрессорных труб» мм
Показатель
Тип труб ..............
Г ру зоподъем н а я	сила
элеватора, кН . . .
Масса со штропом, кг
160
50
21
ГВ ГВ ГВ ГВ
800
27	32	52
ГВ
52
* Г — гладкие трубы, В — с высаженными концами.
%
щелкой 2, насаженной на ось 10 и захлопывающейся под
действием пружины 3.
После введения трубы в элеватор и захлопывания его
створки в момент подъема муфта нажимает на бурт створки,
перемещает ее вниз. При этом шип створки входит в паз кор-
пуса, благодаря чему самооткрывание элеватора под нагрузкой
невозможно. Чтобы открыть элеватор, необходимо повернуть
защелку, предварительно отжав фиксатор 15, т. е. элеватор
имеет тройной замок., Для удобства работы с элеватором к его
корпусу приварена ручка 12.
Элеваторы ЭГ предназначены для работы как с гладкими
трубами, так и с трубами с высаженными концами. В этом
случае они отличаются диаметром расточки внутренних поло-
стей корпуса и створки. Элеваторы ЭГ характеризуются боль-
шей грузоподъемностью, небольшой массой, высокой надеж-
ностью, обусловленной тройной блокировкой открытия створки,
отсутствием необходимости применения специального штропа.
«Стержневая» конструкция элеватора (табл. IV. 2) ЭГ по-
ложила начало разработкам аналогичных, отличающихся
стопорными и фиксирующими приспособлениями. Основой вы-
соких показателей подобных элеваторов является выполнение
конструкции корпуса, работающего на растяжение, с обеспе-
чением сплошной опорной поверхности для муфты трубы.
251
Элеватор ЭТА используется в тех же случаях, что ЭГ
(рис, IV. 13). Он состоит из корпуса 4, серьги /, соединенных
шарнирно. В корпусе размещен захват S, состоящий из руко-
ятки 5, направляющей втулки 6 с осью штырей 7, направляю-
I
Рис. IV. 13. Элеватор ЭТА:
1 — серьга; 2 — палец; 3 — шплинты; 4 — корпус; 5 — рукоятка; 6 — направляющая
втулка; 7 — штырь; 8 — челюсть; 9 — направляющие; 10 — болт
щих Р, челюстей 8. Внутренняя поверхность корпуса имеет
опорную поверхность под захват, на который опирается муфта
трубы. Вес колонны труб через захват передается на корпус
элеватора. Захват состоит из правой и левой челюстей, сое-
диненных между собой осью. Ось в свою очередь соединена со
штоком, на котором укреплена рукоятка 5. Рукоятка 5 выпол-
няет функции обычной рабочей рукоятки, а также служит для
252
закрывания и открывания челюстей захвата и фиксации их
в крайних положениях.
Узел захвата быстрозаменяем и выбирается в зависимости
от диаметра насосно-компрессорных труб.
Техническая характеристика элеваторов ЭТА
Модель элеватора ....	ЭТА-32	ЭТА-50
Грузоподъемная сила, кН .	320	500
Условный диаметр труб, мм	48—73	48—89
Масса, кг .................... 16	22
ЭТА-80
800
73—114
27
Наиболее характерным при-
мером конструкции двуштроп-
ного (балочного) элеватора
являются элеваторы ЭХ и
ЭТАД.
Рис. IV.14. Элеватор ЭХ
Рис. IV. 15. Элеватор ЭТАД:
1 — предохранитель; 2 — корпус; 3 — упор;
4 — захват; 5 — рукоятка
Элеватор ЭХ (рис. IV. 14) состоит из массивного кованого
корпуса 7, в средней части которого имеется расточка для на-
сосно-компрессорной трубы, а по краям — углубления для
штропов, с пальцами 3, предохраняющими штропы от выпаде-
ния при их провисании. С боку корпуса имеется затвор 2 с пре-
дохранителем. Затвор с ввинченной в него рукояткой 4 пово-
рачивается в кольцевой проточке верхней части корпуса.
Ручка 4 стопорится винтом 5. Предохранитель состоит из кор-
пуса 7 с подпружиненным штоком 6, в который ввинчена
ручка 8. В верхней части штока имеется скошенный выступ.
253
Элеваторы ЭТАД (рис. IV. 15) с захватным автоматическим
устройством предназначены для работы с насосно-компрессор-
ными трубами условного диаметра от 48 до 114 мм. Элеватор
состоит из корпуса с подпружиненными защелками штропов,
выдвижного захвата, упоров, запирающего устройства с руко-
яткой. Захваты элеватора сменные и рассчитаны на опреде-
ленный диаметр НКТ. Это позволяет использовать один кор-
пус элеватора при спуско-подъеме труб нескольких размеров.
Захват включает в себя шток, шарнирно соединенный
с двумя челюстями. Шток снабжен шлицами, сопрягающимися
с втулкой запирающего устройства. Запирающее устройство
служит для фиксации челюстей элеватора в крайних положе-
ниях, соответствующих открытому или закрытому состоянию.
Характеристика элеваторов ЭТАД
Модель элеватора ....	ЭТ АД-50	ЭТА Д-80
Грузоподъемная сила, кН .	500	800
Условный диаметр захваты-
ваемых труб, мм .... 48, 60. 73, 89	73, 89, 102, 114
Масса, кг ................... 21	35
Штанговые элеваторы
Для захвата и подвешивания колонны насосных штанг при
спуско-подъемных операциях применяют штанговые элеваторы.
Наибольшее распространение получил усовершенствованный
элеватор ЭШН (рис. IV. 16). В корпусе 1 элеватора имеется
кольцевая расточка, внутри которой вращается втулка 7, рас-
положенная эксцентрично относительно центробежного отвер-
стия. В корпусе и втулке имеются разрезы, при совмещении
которых штанга может быть введена в элеватор.
Для предохранения элеватора от износа на его опорный вы-
ступ устанавливается вкладыш 6, фиксируемый винтом 5. Вкла-
дыш и втулка — сменные, их изготовляют двух размеров: пер-
вый для 16, 19 и 22 мм и второй — для 25-мм штанг. Для удоб-
ного обхвата штропа 8 рукой и предотвращения скольжения
руки при захвате на внутренней части обеих струн штропа
сделаны выступы. Штроп укреплен с обоих концов элеватора
шайбами 3 и. шплинтами 4, Цля предохранения от выпадения
втулки в корпус ввинчены два винта 2, концы которых входят
в кольцевой паз втулки. Элеватор закрывается поворотом
втулки при помощи рукоятки. Шарнирная рукоятка, утоплен-
ная в зеве элеватора, предотвращает его самопроизвольное от-
крывание при работе.
Элеваторы ЭШП выпускают грузоподъемной силой до 200 кН
для штанг всех диаметров. Им присвоены соответственно
шифры ЭШН-5 и ЭШН-20; элеватор ЭШН-5 весит 11 кг,
ЭШН-20—18 кг.
254
Следует обращать особое внимание на состояние деталей
элеваторов. Элеватор должен свободно открываться и закры-
ваться. Запрещается пользоваться элеватором, у которого изно-
шена втулка, сломан ее рычаг, не зашплинтованы шайбы, пре-
Рис, IV.16. Штанговый элева-
тор ЭШН
дохраняющие от соскальзывания штропа с цапф, имеются тре-
щины и другие дефекты. Закрытый элеватор должен свободно
скользить по штанге.
Ключи
Надежность резьбовых соединений штанг и насосно-ком-
прессорных труб определяется величиной момента затяжки.
Так, применение динамометрических ключей позволяет снизить
число обрывов штанг более чем в 10 раз. Наиболее прогрессив-
ным является применение приводных ключей, которые позво-
ляют повысить производительность труда, снизить трудоем-
кость и уменьшить число аварий, обусловленных недостаточным
моментом затяжки соединения.
Для надежного крепления резьбового соединения насос-
ных штанг рекомендуются следующие крутящие моменты
(табл. IV.3).
255
Момент, прикладываемый к резьбовому соединению, изме-
няется в процессе свинчивания-развинчивания труб. Особенно
это проявляется в трубных конических резьбах (рис. IV. 17).
В начале свинчивания момент сравнительно мал, и лишь при
затяжке стыка он увеличивается в 5—7 раз. Эта особенность
затрудняет правильный выбор мощности электродвигателя, так
как, если она будет выбрана по начальному моменту свинчи-
вания, соединение не будет закреплено, а если по максималь-
ному моменту, то мощность двигателя не будет использоваться
полностью, а масса и габаритные размеры ключа резко уве-
Таблица IV.3
Момент свинчивания насосных штанг
Диаметр штанг, мм	12	16	19	22	25 ’	28
Момент свинчивания, кН«м
значительно нагруженные штанги	167	334	532
остальные случаи ................ 152	304	484
790	1230	1670
719	1106	1520
личатся. Эта проблема может быть решена при введении инер-
ционного привода или применения переключателя скоростей
в конструкции ключа. Первый путь более рациональный, так
как упрощает кинематическую схему ключа; использование
второго усложняет конструкцию, снижает ее надежность,
а также усложняет управление ключом.
Штанговые и трубные ключи по конструкции ротора (де-
тали, вращающей отвинчиваемую трубу или штангу) выполня-
ются разрезными и неразрезными. Разрезные ключи перед
каждым свинчиванием-развинчиванием надвигают на резьбо-
вые соединения, для чего в корпусе и роторе имеется паз, и
убирают в сторону после окончания операции. Неразрезные
ключи перед началом спуско-подъема устанавливаются на
устье скважины, и колонна штанг или труб пропускается че-
рез них.
Преимуществом разрезных ключей перед неразрезными яв-
ляется возможность их быстрого отвода от устья скважины
(например, при ее внезапном проявлении), а недостатком их —
более сложная кинематическая схема и неизбежное попадание
грязи во внутреннюю полость ключа.
Неразрезные ключи свободны от этого недостатка, их ре-
дуктор защищен от проникновения грязи, что повышает их на-
дежность и долговечность, а также позволяет выполнять их
более компактными и легкими. Кинематическая схема этих
ключей может быть проще, чем у разрезных, однако установка
ключа на скважине сложнее.
256
По типу привода ключи подразделяются на электропривод-
ные, гидроприводные и пневмоприводные. Наиболее просты
ключи с электроприводом. Двигатели применяются трехфазные
асинхронные во взрывобезопасном исполнении. Двигатель уп-
равляется реверсирующим рубильником.
Недостатком электропривода является его жесткая харак-
теристика и трудоемкость контроля и регулировки момента за-
тяжки резьбового соединения. Для полного использования
мощности двигателя ключи с электроприводом снабжаются ма-
Угол поворота резьд
Рис. IV. 17. Изменение момента при свинчивании-развинчивании насосно-ком-
прессорных труб
ховиками, которые в период свинчивания резьбы аккумулируют
энергию, а в момент затяжки соединения отдают ее. Это позво-
ляет снизить установочную мощность двигателя в 4—5 раз и
сделать его характеристику более мягкой. Работа с ключами,
имеющими инерционное устройство, требует более высокой
квалификации рабочего.
Гидропривод позволяет облегчить ключ за счет высокой
удельной мощности гидромотора, упростить контроль и регули-
ровку момента свинчивания. Но применение гидропривода ус-
ложняет конструкцию ключа, так как для этого необходимо
иметь насосную станцию с баком, фильтрами и защитной ап-
паратурой и т. д. В результате масса и габаритные размеры
всего комплекта увеличиваются, усложняется обслуживание
гидросистемы и т. д. Поэтому гидроприводные ключи исполь-
зуются только в комплексе с механизмами гидрофицированных
агрегатов подземного ремонта.
Пневмопривод позволяет получить мягкую характеристику
ключа, но ему, как и гидроприводу, требуется сложный сило-
вой блок — компрессор, ресивер, контрольно-измерительная ап-
Заказ № 2119	257
паратура, агрегаты для осушки воздуха» При этом к. п. д. клю-
чей не превышает 20 %.
У нас в стране ключи с пневмоприводом применяют только
в бурении»
По типу передачи вращающего момента от электродвига-
теля к ротору все ключи можно разделить на одно- и двухско-
ростные, по конструкции редуктора — с червячным и шесте-
ренным.
Ключи с червячным редуктором выполняются неразрезными,
в сочетании с инерционным приводом они позволяют получить
мягкую характеристику при простой конструкции ключа.
В разрезных ключах применяют шестеренные редукторы.
По способу монтажа ключи делятся на устанавливаемые на
устье скважины или в агрегате подземного ремонта или подве-
шиваемые на кронштейне.
Основные требования к штанговым и трубным приводным ключам
1.	Ключи должны обеспечивать свинчивание-развинчивание
резьбовых соединений всех типоразмеров с необходимым мо-
ментом затяжки.
2.	Желательно, чтобы ключ имел регулируемый ограничи-
тель момента свинчивания, а точность его срабатывания была
бы стабильной.
3.	Мощность двигателя должна быть достаточной для свин-
чивания-развинчивания соединения, а конструкция должна
обеспечивать высокий коэффициент использования мощности.
4.	Ключ должен иметь минимальные массу, габаритные раз-
меры и быть удобным в работе.
5.	Реактивный момент при свинчивании-развинчивании не
должен восприниматься рабочим.
6.	Ключ должен обеспечивать проведение спуско-подъемных
операций по прогрессивной технологии.
Рис. IV.18. Ключ трубный КТГ:
1 — рукоятка; 2 — челюсть; 3 — сухарь;
4 — створка
Трубные ключи
Ключи трубные служат для
передачи крутящего момента
при развинчивании и свинчи-
вании колонны НКТ как при
ручной работе, так и при ис-
пользовании механических
ключей АПР и КМУ.
Ключи КТГ (рис. IV. 18)
применяются при работе с ав-
томатом АПР. Ключ состоит
из рукоятки и створки, шар-
нирно соединенных с челю-
258
стью. При подаче ключа на трубу створка поворачивается во-
круг пальца, обеспечивая надевание ключа, после чего плотно
прижимается к трубе. При повороте ключа за рукоятку по-
следняя создает усилие, прижимающее створку к трубе, что
обеспечивает передачу крутящего момента развинчиваемой .
(или свинчиваемой) трубе.
Ключи КТМ и КСМ (рис. IV.19) применяются при работе
с автоматом АПР. Основные детали ключа КТМ — челюсть,
Рис. IV.19. Ключи:
а — трубный КТМ, 1 — с г норка, 2— защелка сухаря, 3 — сухарь, 4 — челюсть, 5 —
ролик, б — стопорный КСМ, 1 — створка, 2 — защелка, 3 — челюсть, 4 — перекидной
упор, 5 — сухарь
Т а б л и ц а IV.4
4
Характеристика ключей
Ключ	Условный диаметр труб» мм	Крутящий момент. Нм	Масса, кг
ктг-зз	33	1200	2,5
КТГ-42	42	1200	2,5
КТГ-48	48	1500	2,5
КТГ-60	60	2000	3,0
КТГ-73	73	2500	4,0
КТГ-89	89	2500	6,0
КТМ-48	48	2000	6,1
КСМ-48			5,2
КТМ-60	60	2500	5,6
КСМ-60			5,3
КТМ-73	73	3000	8,3
КСМ-73			8,7
КТМ-89	89	3500	9,6
КСМ-89			10,4
КТМ-114	114	3500	9,8
КСМ-114			11,0
КТГУ-60	60	2500	4
КТГУ-73	73	3000	5
КТГУ-89	89	3500	7
Р/зЭ*
259
створка, защелка, сухарь. Челюсть и створка соединены шар-
ниром. Челюсть снабжена защелкой, взаимодействующей в за-
крытом состоянии со специальным шипом, находящимся на
створке. Челюсть ключа имеет эксцентричную расточку, по ко-
торой перемещается сухарь. При работе ключа водило автомата
передает усилие на ролик, установленный на конце челюсти, и
под действием сил трения сухарь перемещается относительно
челюсти, обеспечивая захват трубы.
Ключ КСМ имеет аналогичную конструкцию, но снабжен
перекидным упором, форма челюсти у него иная.
Характеристики ключей приведены в табл. IV.4.
В настоящее время вместо ключей КТГ выпускаются ключи
КТГУ.
Цепные ключи
Этот ключ (рис. IV.20) состоит из двух щек 2 с зубьями,
цепи 3 с плоскими шарнирными звеньями и рукоятки /. Щеки
и рукоятка соединены проходящим через середину щек болтом
4 и гайкой 5. Одиц конец цепи присоединен к рукоятке при по;
мощи пальца 6 и начального звена 77 Палец 6 входит в соот-
ветствующие отверстия в щеках. Щеки термически обработаны.
При установке ключа на трубу 8 зубья щек плотно обхваты-
вают трубу и служат опорой для рукоятки. Нажимая на руко-
ятку, можно завинчивать или отвинчивать трубу. Щеки имеют
по четыре рабочих сектора. При износе зубцов щеки поворачи-
вают и в работу включаются зубцы неизношенного сектора.
Цепные ключи выпускают следующих типоразмеров.
Типоразмер ......................№	13	№ 14
Условный диаметр для труб и муфт,
мм ............................ 25—114 60—219
Масса, кг	. <................. 19	29
КЦО № 1
48—114
9,5
КЦО № 2
114—168
25
Преимуществами цепного ключа являются простота кон-
струкции и возможность работы одним ключом с трубами раз-
ного диаметра.
Цепной ключ надежен в работе; установленный на верти-
кальную трубу, он не падает. Это удобно при свинчивании-раз-
винчивании труб в процессе ремонтных работ на скважинах.
В процессе свинчивания-развинчивания труб оператор и по-
мощник оператора поочередно толкают рукоятку ключа, и он
по инерции продолжает вращаться. Таким образом ключ пере-
дается из рук в руки.
К недостаткам цепного ключа относятся большая масса,
неудобство зарядки ключа на трубе и сложность освобождения
трубы при заклинивании ее в щеках ключа, а также истира-
ние и смятие поверхности трубы, что сокращает срок ее службы.
Кроме того, часто отмечается проскальзывание и обрывы цепи.
260
трубного ключа должны быть исправные, несработанные
звенья цепи и зубья на челюстях. Работать трубными ключами
с применением прокладок между цепью и трубой воспреща-
ется. Во время работы следует очищать от грязи зубья на че-
люстях. Нужно иметь в виду, что при работе с цепным ключом
могут быть несчастные случаи: при выпадении ключа из рук ра-
бочего вследствие загрязненности зубьев или при их поломке;
Рис. IV.20. Цепной ключ
при разрыве цепи; срыве ключа вследствие сработанности за-
зубрин па щеках ключа и срыве цепи из-за сработанности упо-
ров, расположенных между щеками ключа.
Штанговые ключи
%
Для свинчивания и развинчивания насосных штанг пользу-
ются специальными штанговыми ключами, которые выпуска-
ются двух типов: шарнирные и глухие (р-ис. IV.21).
Штангу захватывают за квадрат, после чего, вращая ключ,
отвинчивают или завинчивают резьбовое соединение.
Штанговый шарнирный ключ состоит из челюсти и руко-
ятки, соединенных шарнирно при помощи пальца. Движение ру-
коятки ограничивается упором головки в челюсть. При развин-
чивании штанг шарнирным ключом требуется значительно мень-
шее усилие, чем при обычнбм ключе.
Основная особенность шарнирного ключа заключается в том,
что для создания значительного усилия при развинчивании
штанг достаточно небольшого удара рукояткой о его челюсть.
261
Штанговые ключи изготавливают для штанг всех размеров
16, 19, 22 и 25 мм одинаковыми; они различаются только диа-
метрами зева в челюсти.
Рис. IV.21. Штанговый
ключ
Запрещается пользоваться ключами
со сработанным или разогнутым зевом
и нестандартными ключами, изготов-
ленными из болтов или штанг.
Безопасные круговые ключи
При заклинивании плунжера в ци-
линдре скважинного насоса, а также
в случаях, когда не удается поднять
узел всасывающего клапана, прихо-
дится извлекать насосно-компрессорные
трубы вместе с жидкостью и насосными
штангами. Для облегчения подъема
труб отвинчивают часть колонны штанг,
находящихся в трубах, и извлекают их.
Так как при отвинчивании колонна
штанг стремится развернуться в сторо-
ну, обратную вращению ключа, то вы-
полнять эту работу глухим или шар-
нирным ключом опасно — он может вы-
z
Рис. IV.22. Круговой ключ для на-
сосных штан?:
t — обод, 2 — защелка, 3 — ступица, 4 —
узел замка
рваться из рук и, вращаясь,
нанести тяжелые ушибы ра-
бочему. Для безопасного раз-
винчивания штанг при закли-
нивании плунжера применяют
круговой ключ (рис. 1V.22).
Он состоит из обода диамет-
ром 560 мм, пяти спиц, изго-
товляемых соответственно из
12 и 25-м м газовых труб, и
специального замка, помещен-
ного в центре ключа.
Штанга захватывается спе-
циальным замком, имеющим
неподвижную и подвижную
плашки. В плашках сделан
угловой вырез с зубьями. При
помощи винта штангу зажи-
мают зубцами плашек в лю-
бом месте. После того как
круговой ключ закрепили на
штанге, оператор и помощник оператора, стоя друг против
друга и держась обеими руками за обод, поворачивают ключ,
а вместе с ним и всю колонну штанг.
262
Спайдер
При проведении спуска-подъема труб и работе с одним эле-
ватором для удержания колонны насосно-компрессорных труб
в процессе свинчивания-развинчивания используют клиновой
захват — спайдер.
Наиболее широко применя-
ется на промыслах серийно
выпускаемый спайдер АСГ-75.
Техническая характеристика
спайдера
Г рузоподъемная
сила, кН........... 750
Диаметр труб, мм . . 48, 60, 73, 89
Масса, кг........... 70
Спайдер (рис. IV.23) со-
стоит из кованого корпуса,
клиновой подвески, имеющей
шайбу с вертикальной на-
правляющей и три клина,
подвешенные на петлях. Кор-
пус соединен с пьедесталом,
внутри которого находятся
центратор втулочного типа и
сдвоенная пружина, разме-
щенная в стакане. Универ-
сальность спайдера обеспечи-
вается за счет сменных кли-
новых подвесок и втулок
центратора.
Спайдер позволяет обслу-
живать практически весь фонд
скважин при капитальном и
подземном ремонтах.
Средства механизации
спуска и подъема штанг
Для свинчивания-развинчи-
вания штанг в основном при-
меняют разрезные ключи си-
стемы Нагаева — подвесные (или на шарнирной опоре),'под-
вижные, с зевом для «надвигания» ключа на штангу — и не-
разрезные ключи по схеме автомата Молчанова, т. е. непод-
вижно закрепленные на устье скважины и имеющие кольцевую,
неразъемную форму с передачей вращающего момента во-
дилом.
Разрезные ключи выпускаются под шифрами АШК-1, АШК,
АШК-Г; неразрезные ключи — под шифром МШК и МШТК.
Рис. IV.23. Спайдер АСГ-75
263
Ключ АШК-М (рис. IV.24) имеет пружинную подвеску 3,
компенсирующую вертикальные перемещения при свинчивании-
развинчивании штанг. Блок ключа состоит из приводного дви-
Рис IV.24. Ключ АШК-М
гателя 1, соединенного муфтой 2 с первичным валом, вращаю-
щий момент от которого передается через шестерни редуктора
5 к захватному органу. Ведущая шестерня фиксируется в кор-
264
пусе ключа на опорах качания. Захватный орган передает вра-
щающий момент свинчиваемой-развинчиваемой штанге.
Реактивный момент от колонны штанг воспринимается сто-
порным ключом 4 и передается на корпус ключа, что позволяет
устранить возможность поворота его вокруг штанги. Захватный
орган и стопорный ключ имеют размеры зевов захватов, соот-
ветствующие размерам квадратной высаженной части штанги
или лысок на муфте штанг.
Имеется модификация ключа, рассчитанная на его шарнир-
ное крепление на устье скважины. В некоторых районах (Крас-
нодарский край) конструкцию ключа изменяют, устанавливая
его неподвижно на устье скважины.
Ключи АШК рассчитаны на привод или от промысловой
электросети, при этом они оснащаются электродвигателем и
пусковой аппаратурой, или от гидропривода, в этом случае они
подключаются к гидравлической схеме агрегата подземного ре-
монта.
При электрическом приводе используются асинхронные дви-
гатели мощностью 0,8 или 1,0 кВт в защищенном или взрыво-
безопасном исполнении. Реверсивный переключатель управляет
электродвигателем. Его можно устанавливать как на грунте
(для управления ногой при помощи педали), так и на блоке
ключа. Электродвигатель соединен с кабелем через реверсивный
пускатель с источником тока.
Техническая характеристика ключа АШК
Диаметр свинчиваемых-развинчиваемых штанг, мм 16, 19, 22, 25
Максимальный вращающий момент на захватном
органе ключа, Н-м ........................ 800
Частота вращения захватного органа (при электро-
приводе), об/мин .......................... 80
Масса блока ключа, кг........................ 36
Масса комплекта ключа, кг ............... 105	, ..
4
Применение ключа АШК облегчает ручные операции, уско-
ряет их и обеспечивает стабильность момента крепления резь-
бового соединения, что способствует сокращению числа аварий
со штангами.
Автомат для свинчивания-развинчивания насосно-компрессорных труб
Автомат используется для механического свинчивания №
развинчивания труб, обеспечивает автоматический захват и
удержание на весу колонны насосно-компрессорных труб спай-
дером, центрирует колонну труб центратором. При работе с ав-
томатом используется следующий инструмент: элеваторы ЭГ,
трубные ключи КТМ и стопорные ключи КСМ. Вместо указан-
ных могут быть применены ключи КТГ и КТД.
В настоящее время применяются автоматы АПР-2ВБ с при-
водом от электродвигателя (рис. IV.25) и АПР-ГП с гидравли-
ческим приврдом.
265
Рис. IV.25. Автомат АПР-2:
а — блок автомата: 1 — корпус; 2 — клиновая подвеска; 3 — пьедестал с фиксатором;
4 — втулка центратора; 5 — червячное колесо; 6 — червяк; 7 — водило; 8 — ось-фикса-
тор балансира; б — блок привода: 1 — электродвигатель; 2 — маховик, 3^ муфта бло-
кировки маховика, 4 — червяк с подшипниками; 5, 6 — пробки для заливки и слива
масла в червячном редукторе
Автомат АПР-2ВБ со взрывобезопасным электроприводом
состоит из следующих узлов: блока автомата, блока электри-
ческого инерционного взрывобезопасного привода с реверсив-
ным взрывобезопасным переключателем, клиновой подвески и
центратора.
Блок автомата представляет собой корпус 1 клинового спай-
дера с червячным редуктором (червячное колесо 5, червяк 6) и
водилом 7, передающим вращающее усилие трубному ключу.
Редуктор защищен кожухом, образующим масляную ванну.
Блок автомата крепится к пьедесталу центратора.
Клиновая подвеска 2 состоит из направляющей с кольцевым
основанием, к которому шарнирно подвешены три клина.
Клинья для 48, 60 и 73-мм труб — сборные и состоят из корпуса
клина и сменных плашек, закрепляемых шплинтами. Клинья
для 89 и 114-мм труб — монолитные. Для передачи усилия от
труб к клиновой подвеске применяется подкладная вилка. Ее
подкладывают под муфту очередной поднимаемой трубы в мо-
мент ее появления над подвеской. При опускании колонны
муфта давит на вилку, подвеска утепляется и клинья захваты-
вают трубу. После этого вилку вытаскивают, трубу отвинчи-
вают, а муфту очередной тфубы захватывают элеватором и под-
нимают.
Блок центратора для 48, 60, 73 и 89-мм труб состоит из
пьедестала, к которому тремя шпильками крепится блок ав-
томата. Внутри центратора фиксатором крепится втулка 4. Для
работ со 114-мм трубами применяют специальный центратор,
вкладыш которого имеет форму колодки. Центратор автомати-
чески центрирует колонну труб относительно блока автомата
при их спуске и подъеме и предотвращает попадание в сква-
жину каких-либо крупных предметов.
Для перемещения клиновой подвески вверх в процессе ра-
боты автомата служит балансир с грузом.
Блок электропривода с переключателем состоит из взрыво-
безопасного электродвигателя АСВ-41-4А специального испол-
нения 1 мощностью 3,5 кВт и инерционного устройства, позво-
ляющего значительно увеличить момент на водиле при от-
винчивании труб, а также при завинчивании труб большого
диаметра. Инерционное устройство представляет собой махо-
вик 2, установленный на валу двигателя. Маховик соединяется
с валом муфтой 3. На приводе смонтировано штепсельное со-
единение, позволяющее присоединить электродвигатель к ре-
версивному пускателю ПРВ-ЗС. Он специальным кабелем
с нефтестойкой изоляцией соединяется с промысловой сетью.
Пускатель предназначен для запуска, реверсирования и оста-
новки двигателя. Во время работы автомат крепят двумя бол-
тами к фланцу эксплуатационной колонны.
Для работы на скважинах, оборудованных бесштанговыми
электронасосными установками ЭЦН, применяются специаль-
267
ные автоматы АПР-2ЭПН (автомат АПР-2 с автоматической
приставкой, оснащенной центрирующим устройством и механиз-
мом съема и надевания хомутов). Они позволяют механизиро-
вать свинчивание и развинчивание насосно-компрессорных труб
с диаметрами от 48 до 114 мм и обеспечивают надевание хо-
мутов для крепления токонесущего кабеля диаметрами от 27,5
до 34,7 мм на колонну труб при ее спуске в скважину, удержа-
ние, освобождение и центрирование колонны труб и снятие хо-
мутов при подъеме колонны труб.
Автомат АПР-ГП имеет, в отличие от автомата АПР-2ВБ,
гидравлический объемный привод с питанием от автономной
гидравлической станции или от гидравлической системы агре-
гатов для подземного ремонта скважин. Гидропривод обеспе-
чивает стабильность вращающего момента при свинчивании
труб; система его регулировки проста. В качестве двигателя ис-
пользуется гидромотор НПА-64, а вращающий момент регули-
руется настройкой предохранительного клапана Г52-14.
Техническая характеристика автоматов АПР
Тип .......................... АПР-2ВБ АПР-ГП
Максимальная нагрузка, кН . . .	750
Максимальный вращающийся мо-
мент, Н-м .................... 4500
Частота вращения водила, об/мин 48	До 80
Диаметр насосно-компрессорных
труб с гладкими и высаженными
концами, мм .  ............... 48—114
Габаритные размеры, мм:
длина ............................. 950	800
ширина......................... 525	525
высота......................... 650	650
Масса автомата, кг.................. 200	180
Подъем и спуск труб при работе с автоматом
для свинчивания и развинчивания труб
Подъем труб. Оператор подает к устью скважины подве-
шенный на крюке элеватор, надевает его на трубу, удерживае-
мую спайдером автомата, и захлопывает створку элеватора.
Тракторист поднимает колонну до выхода следующей муфты;
при этом муфта должна быть поднята на высоту, достаточную
лишь для подкладывания вилки. Оператор подкладывает
вилку, и колонну труб опускают; колонна удерживается кли-
новым захватом. После этого вытаскивают вилку. Оператор
устанавливает стопорный ключ на муфту трубы, заклиненной
плашками клинового захвата (при подъеме последних 8—
10 труб), надевает трубный ключ и переключателем включает
автомат. После полного развинчивания трубы и снятия ключа
тракторист поднимает трубу и затем опускает ее; оператор,
удерживая трубу за нижний конец, передает ее своему помощ-
нику и снимает стопорный ключ (при подъеме последних 8—
268
10 труб). Помощник оператора отводит трубу и укладывает ее
на мостик. Оператор снимает с трубы элеватор и подает его
опять к автомату, после чего операции повторяются.
Спуск труб. При спуске труб, работая с автоматом, не поль-
зуются подкладной вилкой, так как ее функции выполняет эле-
ватор. Работы ведут в следующем порядке. Оператор и по-
мощник оператора оттягивают элеватор, подвешенный на
крюке, в сторону мостков. Оператор надевает элеватор на
трубу, захлопывает его створку на защелку, поворачивает эле-
ватор створкой кверху. Тракторист поднимает трубу с мост-
ков, и помощник оператора, придерживая трубу рукой или же-
лезным крючком, передает ее оператору. Оператор, приняв
трубу, очищает резьбу щеткой, направляет конец трубы в муфту
опущенной в скважину трубы. Помощник оператора устанавли-
вает (при спуске первых 8—10 труб) стопорный ключ на муфту
трубы, зажатой клиновым захватом. Оператор надевает ключ
на трубу и, зарядив его, ручкой переключателя включает авто-
мат на свинчивание. После чего он переключает автомат на
обратный ход для отжатия сухаря трубного ключа, выклю-
чает автомат и снимает трубный ключ, а затем стопорный.
Тракторист приподнимает колонну для расклинивания ее от
автоматического клинового захвата, опускает трубы в сква-
жину, а затем плавно опускает элеватор, загруженный колон-
ной труб, на подвеску автоматического клинового захвата. Опе-
ратор открывает элеватор, снимает его с трубы. Далее опера:
ции повторяются.
§ 6. СТАЦИОНАРНЫЕ И САМОХОДНЫЕ АГРЕГАТЫ ДЛЯ ПОДЗЕМНОГО
И КАПИТАЛЬНОГО РЕМОНТОВ И ОСВОЕНИЯ СКВАЖИН
Для обслуживания скважин при спуско-подъемных опера-
циях, которые, как уже отмечалось, являются обязательными
при подземном и капитальном ремонтах, применяются стацио-
нарные и самоходные агрегаты.
В настоящее время применяются два вида комплексов для
выполнения спуско-подъемных операций:
стационарная вышка, оборудованная стационарными мост-
ками для укладки труб и штанг, и передвижная лебедка, смон-
тированная на тракторе;
передвижной агрегат, несущий на себе вышку и лебедку,
установленные либо на гусеничном тракторе, либо на машине
высокой проходимости.
И те и другие агрегаты комплектуются инструментами для
свинчивания-развинчивания колонны штанг и труб. Агрегаты,
предназначенные для капитального ремонта скважин, имеют
также и ротор.
При помощи подъемников для подземного и капитального
ремонтов выполняются следующие основные работы.
269
Условное обозначение	Транспортная база	Приводной двигатель и его МОЩНОСТЬ, кВт	Емкость барабана		Ход	
			длина, м	диаметр, м		
Азинмаш-43П	Трактор Т- 100МБ	Дизель 80	2000	15,5	Прямой и обратный ход	
ЛТ-11 км 4	Т-100М	Дизель 80	2500	21,5	Прямой и обратный ход	
*В числителе — частота вращения барабана, мин~’; в знаменателе — усилие на хо
►
1.	Спуск и подъем труб и штанг при подземном и капиталь-
ном ремонтах.
2.	Подъем и спуск инструмента при очистке забоя скважин.
3.	Подъем и спуск инструмента при разбуривании песчаных
и цементных пробок.
4.	Приведение в действие ротора при разбуривании пробок.
5.	Спуск и подъем желонки.
6.	Спуск и подъем инструмента при проведении ловильных
работ при авариях с трубами, штангами и другим подъемным
оборудованием.
7.	Поршневание.
8.	Перемещение тяжестей и проведение вспомогательных
работ у скважины при помощи шпилевых катушек.
Для работы на скважинах, оборудованных стационарной
вышкой или мачтой, наиболее широко применяют подъемники
Азинмаш-43П, ЛТ-11КМ.
Характеристика самоходных подъемников приведена в табл.
IV.5 (рис. IV.26).
Подъемник Азинмаш-43П состоит из лебедки, смонтирован-
ной на базе гусеничного болотного трактора Т-100МБ. Увели-
ченная опорная поверхность гусениц и расширенная колея обес-
печивают хорошую транспортабельность и устойчивость.
Управление агрегатом — механическое и электропневмати-
ческое, переключение скоростей — электромеханическое. Все ор-
ганы управления сосредоточены в кабине, это улучшает усло-
вия работы тракториста.
Агрегат можно использовать для разбуривания цементных
пробок — для этого он укомплектован ротором.
Для работы в ночное время агрегат имеет освещение ка-
бины, пульта управления, лебедки и рабочей площадки у сква-
жины.
270
Т а б л и ц a IV.5
	 Включенная скорость						Масса» кг
	I	II	III	IV	V	VI 1	
	35,0* 75	58,3 45,3	96 27,5	159,0 16,6			18 700
	36	56	112	178	1		15 300 i
	69,3	43,6	22	13,9			
довом конце каната* кН
При работе подъемника вращающий момент двигателя пе-
редается валом отбора мощности коробки скоростей трактора
к реверсивному редуктору. Реверсивный редуктор изменяет на-
Рис. IV.26. Кинематическая схема агрегата Азинмаш-43П:
/ — вал отбора мощности; 2 — реверсивный редуктору 3 — коробка передач; 4 — барабан
лебедки, 5 — коробка скоростей трактора
правление движения каната талевой системы при спуске или
подъеме труб (штанг). Для более полного использования мощ-
ности двигателя подъемник снабжен четырехступенчатой ко-
робкой передач, приводящей в действие барабан лебедки.
271
Подъемник ЛТ-11КМ. Этот подъемник (рис. JV.27) смонти-
рован на тракторе и по существу является дальнейшей модер-
низацией подъемника ЛТ2М-80. В нем исправлены следующие
недостатки: механизмы переключения передач расположены
в одном корпусе, что позволило исключить цепную передачу;
усилена тормозная система — вместо одной ленты установлено
две; для улучшения балансировки агрегата топливный бак
установлен впереди радиатора.
(ор)
Рис. IV.27. Кинематическая схема лебедки ЛТ-ПКМ:
/ — вал отбора мощности; 2 — реверсивный редуктор; 3 — четырехскоростная коробка
передач; 4 — барабан лебедки
Отбор мощности осуществляется от коробки перемены пере-
дач трактора. Механизм состоит из редуктора 2 с коническими
шестернями, попеременное включение которых обеспечивает
прямой и обратный ход. Скорость вращения выходного вала ко-
робки передач 3 изменяется в результате перемещения блоков
шестерен, что в сочетании с муфтой реверса позволяет получить
четыре скорости прямого хода и четыре — обратного. Скорости
переключаются тремя рычагами управления, расположенными
в кабине тракториста.
Выходной вал коробки перемены передач соединен с валом
барабана лебедки зубчатой передачей. Барабан лебедки 4 со-
единяется дисковой муфтой сцепления с валом. По обеим сторо-
нам барабана установлены ленточные тормоза. В задней части
подъемника перед лебедкой имеются два домкрата, на которые
подъемник устанавливают перед началом работы.
В приведенных здесь подъемниках в качестве транспортной
базы используют гусеничные тракторы. Это повышает проходи-
мость подъемника, но, с другой стороны, делает невозможным
272
движение тракторов по дорогам с твердым покрытием, при
этом максим-альная скорость их движения не превышает 5—
6 км/ч, что приводит к значительным потерям времени на транс-
портные операции, особенно в восточных нефтедобывающих
районах.
Агрегаты для подземного ремонта при безвышечной
эксплуатации скважин
Для обслуживания скважин без стационарных вышек при-
меняют подъемники, несущие вышку. Нашей промышленностью
серийно выпускаются следующие агрегаты: А-50У грузоподъем-
ностью 50 т; Азинмаш-37А грузоподъемностью 32 т; «Ба-
кинец-ЗМ» грузоподъемностью 35 т и Азинмаш-43А грузоподъ-
емностью 28 т. Первые два агрегата — на колесном ходу, вто-
рые— на гусеничном.
Агрегат А-50У (рис. IV.28) предназначен для освоения и ре-
монта нефтяных и газовых скважин. Он выполняет следующие
операции: спуск и подъем насосно-компрессорных и бурильных
труб, тартание и разбуривание цементной пробки в трубах диа-
метром 141—168 мм. Агрегат смонтирован на шасси автомо-
273

биля КрАЗ-257, в качестве привода используется ходовой дви-
гатель мощностью 154 кВт. На агрегате смонтирована телеско-
пическая двухсекционная мачта высотой 22,4 м, которая вы-
двигается при помощи лебедки. В рабочем положении мачта
устанавливается под углом 6° к вертикали и расчаливается
шестью канатами.
Особенностью агрегата является использование двухбара-
банной лебедки с буровым и тартальным барабанами, что по-
Рис. IV.29. Кинематическая схема агрегата А-50У
зволяет повысить производительность труда при подземном ре-
монте. Кроме того, агрегат оборудован гидроприводным рото-
ром, предназначенным для выполнения буровых работ. Промы-
вочный насос 9МГР монтируют отдельно.
При работе агрегата на скважине необходимо иметь ста-
ционарные стеллажи для укладки труб и штанг.
Кинематическая схема агрегата приведена на рис. IV.29.
Управление лебедкой агрегата — пневматическое. Рабочее
место машиниста находится у устья скважины. Характеристика
агрегата А-50У приведена в табл. IV.6.
Агрегат Азинмаш-37А по своей схеме аналогичен агрегату
А-50У. Отличие его заключается в отсутствии второго бара-
бана. Агрегат не имеет насоса и поэтому менее универсален.
Он смонтирован на автомобиле высокой проходимости
КрАЗ-214Б и оснащен двухсекционной вышкой высотой 18 м и
при четырехструнной оснастке талевой системы 2x3 имеет гру-
274
зоподъемность 280 кН. Система управления агрегата — электро-
пневматическая.
В комплект поставки агрегата входят механизмы для свин-
чивания-развинчивания насосно-компрессорных труб с гидрав-
лическим приводом (рис. IV.30).
В отличие от агрегата А-50, в котором рабочее место ма-
шиниста расположено в зоне устья скважин, машинист агрегата
Азинмаш-37 работает в кабине, размещенной за кабиной води-
теля. Это, с одной стороны, улучшает условия труда, а с дру-
гой, сокращает обзорность, увеличивает вибрацию и шум.
Т а б л и ц a 1V.6
Характеристика агрегата А-50У
Включенная скорость	Частота враще- ния барабана, об/мин	Скорость каната, м/с	Скорость перемеще- ния талевого блока, м/с	Грузоподъемная сила на крюке, кН
I	40	1,1	- 0,18	500
II	70	1,9	0,30	340
III	153,0	4,2	0,70	126
IV	263,0	7,8	1,20	75
Примечание. Максимальная сила натяжения каната в кН: талевого — 1000,
тартального — 730.
Агрегат Азипмаш-43А предназначен для проведения спуско-
подъемных операций. Он смонтирован на тракторе Т-100МБГС
с увеличенной длиной опорной поверхности гусениц. Агрегат
снабжен двухсекционной телескопической вышкой высотой 18 м.
При работе вышку расчаливают четырьмя оттяжками. Кинема-
тическая схема агрегата приведена на рис. IV.31, а техническая
характеристика — в табл. IV.7.
Агрегат «Бакинец-ЗМ», так же как и агрегат Азинмаш-43А,
представляет собой комбинацию самоходной лебедки с двухсек-
ционной вышкой (рис. IV.32). Все узлы агрегата смонтированы
на тракторе Т-100 и приводятся в действие от ходового двига-
теля.
Вышка поднимается при помощи механизма, состоящего из
двух винтов, расположенных по обеим сторонам трактора.
Винты вращаются при помощи конических редукторов. По вин-
там передвигаются гайки, соединенные тягами с нижней сек-
цией вышки. Выдвижение верхней секции вышки осуществля-
ется при помощи талевой системы агрегата. При работе агре-
гата ноги вышки подпирают домкратами, а растяжки обеспе-
чивают дополнительную устойчивость.
Каждый из описанных выше агрегатов имеет ряд достоинств
и недостатков. Тракторный подъемник имеет хорошую прохо-
димость, маневрен при установке на скважине. К недостаткам
275
в
о>
Q>
Рис. IV.30. Кинематическая .схема агрегата Азинмаш-37А:
/ — коробка отбора мощности; 2 — коробка скоростей, 3 — конический редуктор; 4 — приводной вал; 5 — вал барабана лебедки; 6 —
кронблок; 7 — талевый блок; 8 — трубный ключ; 9 — привод лебедки выдвижения вышки, 10 — двигатель автомобиля
Рис. IV.31. Кинематическая схема агрегата Азинмаш-43А
Рис. IV.32. Кинематическая схема агрегата «Бакинец-ЗМ»:
/ — вал отбора мощности; 2 — реверсивный редуктор; 3 — коробка скоростей; 'ба-
рабан лебедки; 5 — механизм подъема вышки; 6 — кронблок; 7 — талевый блок; 8 —
вал отбора мощности трактора
Характеристика агрегатов
Транспортная
база
Емкость барабана
длина, диаметр»
м	м
Высота
вышки»
м
Агрегат
Азинмаш-37	КрАЗ-255Б	280
Азинмаш-43А	Трактор	280
	Т-ЮОМБГС	
«Бакинец-ЗМ»	Т рактор	350
Т-100М
15,5
15,5
12,5
18,5
18,0
18,0
17,4
его относится малая скорость перемещения и невозможность
продвижения по дорогам с твердым покрытием.
Кабина трактора плохо приспособлена для работы. При ра-
боте на скважине коробка скоростей трактора-подъемника из-
нашивается интенсивнее, чем при передвижении, так как режим
смазки при этом нарушается.
Эти агрегаты позволяют обеспечить безвышечную эксплуа-
тацию скважин в южных районах страны при малопересечен-
ной местности и небольшой глубине снежного покрова. Для та-
ких агрегатов необходимы стеллажи для штанг и труб. Вышки
этих агрегатов необходимо расчаливать, в результате чего зна-
чительно увеличивается время подготовительно-заключительных
операций.
В тяжелых дорожно-климатических условиях транспорта-
бельность агрегатов недостаточна.
С целью ускорения подземного ремонта, снижения трудо-
емкости его процессов в районах с тяжелыми климатическими
условиями был разработан агрегат АКМ-28.
§ 7.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОПТИМАЛЬНОГО РЕЖИМА РАБОТЫ
ПОДЪЕМНИКА
При спуско-подъемных операциях одной из основных задач
является уменьшение затрачиваемого времени. Если трубы
свинчиваются-развинчиваются вручную, продолжительность опе-
рации в основном зависит от физических данных членов
бригады, а если применяются штанговые и трубные механиче-
ские ключи,— от их технической характеристики, а также от
слаженности в работе бригады.
Машинное время, затрачиваемое при спуске и подъеме труб,
зависит прежде всего от мощности двигателя.
Необходимая мощность двигателя определяется по формуле
N = <?Pmax 10_3>	(IV.5)
п
278
Т а б л и на. IV.7
подземного ремонта
Скорость подъема крюка, м/с				Оснастка талевой системы	Диаметр та- левого кана- та, мм
при включенной скорости					
1	И	Ш	IV		
21,5
21,0
Масса агре-
гата, кг
0,34
0,22
0,15
0,72
0,36
0,2
1,45
0,61
0,3
3X2 четырехструнная
3X2 четырехструнная
4X3 шестиструнная
19 600
22 450
0,59
19 530
кВт; Q — вес подни-
мак-
где N — мощность двигателя подъемника
маемого груза с учетом веса талевой системы, Н; vmax
симальная скорость подъема крюка, м/с; г| — к. п. д. подъем-
ника.
Преобразуем формулу с учетом того, что Q — Lq, где L —
длина поднимаемой колонны труб 'или штанг, м; q — вес 1 м
труб или штанг с учетом муфтовых соединений, Н, тогда
(IV.6)
1 0“3
ч
По мере подъема колонны от нее отвинчивают трубы и укла-
дывают на мостки или устанавливают внутри вышки. При
этом вес груза Q уменьшается, мощность двигателя N по-
стоянна, а ч изменяется незначительно. Если в начале работы
мощность двигателя используется полностью, то по мере подъ-
ема колонны для полного использования мощности необходимо
увеличивать скорость подъема.
Преобразовав выражение (IV.6), получим скорость подъема
для любой длины колонны
Afy/Ig-lO-8.
Поскольку для каждого конкретного случая
Nr\/q ~ const,
ТО
v = CIL.
Методика выбора оптимальных соотношений скоростей подъ-
емника была разработана А. С. Вирновским. В соответствии
с ней идеальное машинное время подъема труб прямо пропор-
ционально квадрату длины колонны и обратно пропорционально
мощности на крюке:
T^qL*/2№\-l()-*.
279
/
Для определения степени использования мощности подъем-
ника пользуются коэффициентом использования мощности К,
который представляет собой отношение работы, осуществляе-
мой подъемником при подъеме труб, к работе, которую он мог
бы произвести в течение времени подъема Т, если бы его мощ-
ность использовалась полностью. Работа по подъему труб опре-
деляется из выражения
Л-ЛМО3,
где N — мощность двигателя подъемника; Т — время работы
подъемника.
Считая использование мощности двигателя подъемника пол-
ным, фактическую работу можно определить как
Лф^^ид-10з.
Работа, которую подъемник мог бы провести в течение фак-
тического времени, равна
Лвозм-^Гф-Ю3.
Тогда коэффициент использования мощности
К = Лф/ А вози = Т w/T ф,
т. е. он численно равен отношению идеального времени подъема
к фактическому.
А. С. Вирновским было показано, что коэффициент использо-
вания мощности зависит от числа скоростей подъемника и опре-
деляется как
К = п/(п+1).
При этом
п	1	2	3	4	5	6
К	0,5	0,67	0,75	0,8	0,83	0,85
Отсюда видно, что по. мере увеличения числа скоростей эф-
фект от их применения снижается. Увеличение п больше 4—5
неоправданно, так как введение каждой дополнительной скоро-
сти усложняет и удорожает подъемник.
Из изложенного следует важный вывод. При проведении
спуско-подъемных операций надо использовать все имеющиеся
скорости подъема, для чего оснастку талевой систеьЛя следует
подбирать таким образом, чтобы начинать подъем на низшей
скорости. Это позволит сократить машинное время Тф, затра-
чиваемое на подъем труб.
Приведенные выше зависимости используются при расчете
и конструировании подъемников.
280
Рациональное использование скоростей подъемника
Как уже отмечалось, для рационального использования ско-
ростей подъемника оснастка талевой системы должна быть та-
кой, чтобы начало подъема колонны велось на первой скорости.
Максимальная нагрузка на крюке
Qk —	4“ Qt,
где QK — максимальная нагрузка на крюке, кН; q — вес 1 м
колонны с учетом веса муфт, Н; L—длина поднимаемой ко-
лонны труб, м; Qt — вес подвижной части талевой системы, Я.
Подбор оснастки талевой системы, т. е. число струн, опре-
деляют по формуле
= Qk^xT]t,
где i — число рабочих струн талевой системы; Рх — максималь-
ное натяжение ведущей ветви каната, кН; ят — к. п. д. талевой
системы.
После определения i число округляют до ближайшего боль-
шого целого числа.
Длина колонны труб, поднимаемых на каждой скорости, оп-
ределяется по формуле
L'i — (QkI QtV Я 9
где

Величина Vi/vt определяется из технической характеристики
подъемника как отношение скорости подъема на первой ско-
рости к рассматриваемой.
§ 8.	РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ ПОДЪЕМНИКА
На барабан лебедки наматывается канат, длина которого
определяется высотой подъема крюка и числом струн талевой
системы, на которых подвешен блок. Поскольку длина бара-
бана ограничена, канат на него будет намотан в несколько ря-
дов (рис. IV.33).
Обозначим рабочую длину барабана /, диаметр барабана D
и диаметр каната d, число витков в каждом ряду определяется
как
n = lld—6,
где 6 — поправка на неплотное прилегание витков каната друг
к ДРУГУ, 6=1—2.
Длина каната, наматываемого в первом ряду,
(D + d),
Ю Заказ №2119
281
где D + d — расстояние между центрами каната в первом ряду»
Последующие ряды каната будут размещаться между вит-
ками предыдущего ряда, т. е. диаметр каждого последующего
ряда будет увеличиваться не на 2d, а на меньшую величину,
равную 1,73 d.
В результате диаметры намотки каната по рядам будут
Di-D + d; D2^D + d+ 1,73d; L>3==D + d + 2x 1,73d;
D4 = D + d + 3xl,73d
Drt = D + d + (n—1)1,73d.
Рис. IV.33. Схема навивки
каната на барабан
Тогда можно определить длину каната в каждом ряду
Li = nDiMi; L2 =	Ь3 = л£>3И1; L4 = nD^n.
Определив общую длину L каната, наматываемого на ба-
рабан, и учитывая высоту подъема крюка и число струн, на ко-
торых подвешен блок, и зная, что эта длина должна равняться
сумме длин каната, наматываемого в п рядов, можно опреде-
лить максимальный диаметр Dn барабана с навитым канатом.
Расчет тормоза
В лебедках агрегатов подземного ремонта для торможения
барабана применяются ленточные тормоза, положительным
свойством которых является простота конструкции, значитель-
ный тормозной момент, легкость обслуживания и контроля.
В ленточных тормозах тормозной момент создается в резуль-
тате трения гибкой ленты, снабженной фрикционными наклад-
ками, о поверхность цилиндрического тормозного шкива. Раз-
виваемый тормозной момент определяется из соотношения
(рис. IV.34)
где Рт— тормозное усилие ленты по шкиву, Н; Рт— радиус
тормозного шкива барабана, м; Ртах— максимальное натяже-
ние каната, Н; гп — максимальный радиус барабана с нави-
тым канатом, м; т] — к. п. д. барабана, равный 0,98.
Тормозное усилие определяется как разность между натя-
жением Т и L Между этими величинами существует соотноше-
282
ние, определяемое на основании теории Эйлера трения гибкой
нити о шкив.
где е — основание натуральных логарифмов, равное «2,7; а —
угол обхвата лентой тормозного шкива в радианах; f — коэффи-
циент трения, принимаемый равным 0,3—0,45.
Следовательно, тормозное усилие и тормозной момент, раз-
виваемый ленточным тормозом, соответственно будут
Как видно из уравнения,
коэффициент трения входит
в показатель степени и по-
этому даже при его незна-
чительном изменении резко
изменяется тормозной мо-
мент. Это явление особенно
важно учитывать машини-
стам подъемников, работа-
ющих в неустойчивых кли-
матических условиях.
Для торможения бара-
бана лебедки прикладыва-
Рис. IV.34. Схема ленточного тормоза
ют усилие Рр к рукоятке
рычага тормоза длиной I.
Это усилие передается на тормозную ленту рычагом длиной 1\.
В результате лента прижимается к тормозному шкиву и в ней
возникает натяжение t.
Из уравнения моментов относительно оси рычага получим
откуда
Подставив значение t, получим
откуда
Рт _	Mt -
I ’ptf-l) I '
10*
283
С учетом выражения можно записать
р _ h	Ртах^иЛ
Ширину ленты В определяют, исходя из величины допускае-
мого давления [р] ленты на тормозной шкив диаметром D
В = 2T/D [р].
Для нефтепромысловых подъемников значение [р] состав-
ляет 0,3—0,4 МПа.
Действительное давление подсчитывается по формуле
р = 2iJBD,
I	&	9
где tx — текущее натяжение ленты, изменяющееся от t до Т.
Тогда
Рmax = 2TIBD [р].
Толщину тормозной ленты 6 определяют расчетами на рас-
тяжение в опасном сечении, ослабленном отверстиями под за-
клепки, удерживающие фрикционные накладки и крепящие
концы ленты, по максимальному усилию натяжения Т. Толщину
фрикционной накладки при этом не учитывают.
Определив указанные выше нагрузки, рассчитывают эле-
менты тормозной системы по формулам, известным из курса
деталей машин.
Расчет фрикционной муфты
При расчете фрикционной муфты сцепления учитывают рас-
четный момент трения М$, который должен быть больше мак-
симального передаваемого крутящего момента М.
Эту зависимость можно выразить уравнением
М* = ₽М,
где р — коэффициент запаса муфты, принимаемый в пределах
1,2-1,8.
Для дисковой муфты при заданных числе i поверхностей,
трения, коэффициенте трения р, усилии N, прижимающем диски
друг к другу, получим результирующую силу трения
Р тр = АГ pt-.
Обозначив средний радиус соприкосновения дисков (рис.
IV.35)
Rep=(R
284
получим выражение для максимального момента трения сцеп-
ления муфты
откуда
Л4ф — Р тр^ср — N Р^ср,
N = pAf/pi7?cp.
Число i поверхностей трения определяется из выражения
i = m+ п—1,
где tn — число ведущих дисков;
Агрегаты для подземного
и капитального ремонтов обо-
рудования должны быть снаб-
жены специальными механиз-
мами и приспособлениями,
обеспечивающими безопас-
ность работ.
§ 9.	ПРОМЫВКА СКВАЖИН
И ПРОМЫВОЧНЫЕ АГРЕГАТЫ
Если призабойная зона
продуктивного пласта сложена
рыхлыми, слабосцементиро-
п — число ведомых дисков.
Рис. IV.35. Схема дисковой фрик-
ционной муфты
ванными породами, то при
отборе пластовой жидкости эти породы разрушаются. Увле-
ченные жидкостью частицы породы попадают на забой сква-
жины и образуют песчаные пробки. Песчаные пробки бывают
забойные и патронные. Забойная пробка представляет собой
сплошной столб песка, патронная — перемежающиеся столбы
песка, жидкости и газа. Пробки, находящиеся в колонне труб
длительное время, могут образовать прочную корку, а при на-
личии окалины, осыпающейся с поверхности труб,— плотную,
трудно ликвидируемую пробку.
Если при этом в скважину попадают посторонние металли-
ческие предметы, то чистка пробки становится очень затруд-
нительной — ее приходится разбуривать или фрезеровать.
Для предотвращения образования пробок применяют сле-
дующие меры.
1.	Ограничивают отбор жидкости из скважины.
2.	Используют защитные приспособления для сепарации
песка у башмака насосно-компрессорных труб.
3.	Закрепляют призабойную зону пластмассами или це-
ментом.
4.	Подливают жидкость в межтрубное пространство.
5.	Проводят периодически промывку песчаных пробок.
285
6.	Работу скважины проводят в режиме, обеспечивающем
вынос песка на поверхность.
Если указанными мерами не удается предупредить образо-
вание пробок, то их удаляют следующими способами.
1.	Чистка при помощи желонок.
2.	Промывка жидкостью.
Рис. IV.36. Способы промывки песчаных пробок:
а —* оборудование для прямой промывки скважин, б — оборудование для обратной про-
мывки скважин, в — оборудование для комбинированной промывки скважин
3.	Разбуривание пробки.
4.	Продувка воздухом или аэрированной жидкостью.
5.	Промывка струйными аппаратами.
Наиболее часто в подземном ремонте применяется промывка
скважины. Ее применяют во всех случаях, когда позволяют тех-
ническое состояние эксплуатационной колонны и геолого-техни-
ческие условия скважины в целом.
При промывке песчаных пробок в зависимости от схемы
проведения процессов различают прямую; обратную; комбини-
рованную; непрерывную.
Прямой промывкой (рис. IV.36, а) называют такую, при ко-
торой промывочная жидкость, нагнетаемая в колонну НКТ, и
смесь песка и жидкости поднимаются на поверхность по меж-
286
трубному пространству между обсадной колонной 1 и колонной
промывочных труб.
Песчаную пробку промывают следующим образом (рис.
IV.36, а).
Колонну промывочных труб 2 опускают так, чтобы расстоя-
ние от нижнего обреза трубы до пробки составляло 5—10 м.
После этого насос промывочного агрегата нагнетает рабочую
жидкость по стояку 6 в промывочный шланг 5, через вертлюг 4
и промывочные трубы 2 к забою скважины. Находящийся там
песок размывается и выносится на поверхность по межтрубному
пространству в отводную линию 5.
По мере углубления песчаного забоя колонна труб мед-
ленно опускается до тех пор, пока не достигнет вертлюгом
устья скважины. Для выноса всего песка, находящегося во взве-
шенном состоянии в межтрубном пространстве, забой интен-
сивно промывают, после чего наращивают колонну промывоч-
ных труб. После восстановления циркуляции промывку ведут
аналогичным образом.
При промывке необходимо следить за показателями индика-
тора веса и мднометра на выкидном патрубке насоса. Увеличе-
ние давления и уменьшение показаний индикатора веса озна-
чает прихват и засорение промывочных труб. В этом случае
колонну приподнимают над песчаным забоем и после восстанов-
ления циркуляции продолжают промывку. Если циркуляция не
восстанавливается, необходимо поднять промывочные трубы на
поверхность и очистить их от песка.
Для интенсификации процесса промывки на конце колонны
промывочных труб устанавливают специальные насадки, увели-
чивающие скорость истечения жидкости. Однако при этом дав-
ление, развиваемое промывочным насосом, увеличивается, что
ограничивает максимальную глубину промывки водой крепких
песчаных пробок в 168-мм обсадных колоннах до 2000—
2200 м.
Существенным^ недостатком прямой промывки является не-
большая скорость течения восходящей струи жидкости, в ре-
зультате чего размытый песок медленно поднимается вверх.
При этом возможен прихват промывочной колонны, особенно
при вынужденных остановках насоса.
Обратная промывка характерна нагнетанием промывочной
жидкости в кольцевое пространство между эксплуатационной
колонной 1 и промывочными трубами. При этом размытый пе-
сок поднимается по трубам (рис. IV.36, б). При обратной про-
мывке на устье скважины монтируется сальник 7, герметизи-
рующим межтрубное пространство и подводящая линия 8. Ис-
пользование данного способа исключает прихват промывочной
колонны, но скорость промывки снижается. Поэтому обратную
промывку нельзя применять при промывке плотных пробок.
В таких случаях применяют комбинированную промывку, при
287
которой струю промывочной жидкости направляют в трубы и
в кольцевое пространство попеременно (рис. IV.36,в).
При подаче жидкости в трубы интенсивно размывается
часть пробки, а затем при перемене направления течения
жидкости обеспечивается быстрый вынос песка на поверхность.
Таким образом, при комбинированной промывке размыв пробки
осуществляется по прямой схеме, а вынос песка — по обратной.
Комбинированная промывка сложнее прямой и обратной,
но она весьма эффективна при удалении плотных пробок, так
как в этой схеме используют положительные стороны прямой
и обратной промывок.
Кроме перечисленных способов, применяют непрерывную
промывку, при которой движение жидкости не прекращается
при наращивании колонны труб. При непрерывной промывке
в состав оборудования дополнительно входят муфты, клапаны,
промывочный стояк с двумя шлангами.
Поскольку песчаные пробки чаще всего образуются в сква-
жинах с низкими пластовыми давлениями, промывочная
жидкость попадает в пласт вместе с песком и оттесняет нефть
от забоя скважины. После ремонта такой скважины подача
нефти долго не восстанавливается, а задавленный песок может
снова образовать песчаную пробку.
Успех проведения промывки и влияние ее на дальнейшую
работу скважины в значительной степени определяется пра-
вильностью выбора промывочной жидкости, которая зависит
прежде всего от особенности скважины.
Наиболее удобной и дешевой промывочной жидкостью яв-
ляется вода: ее просто доставить к скважине; она безопасна
в пожарном отношении; отработанную воду можно спускать
в промысловую канализацию. Недостатки применения воды за-
ключаются в осложнении освоения и эксплуатации скважины
после промывки, а также повторное образование пробок.
Для уменьшения вредного воздействия воды на пласт ее
применяют с добавлениями ПАВ. Для интенсивного образова-
ния пены в скважину нагнетается воздух.
На промыслах Баку и Грозного применяется следующий со-
став добавки ПАВ (%):
Сульфонол .........................0,1—0,3
Сульфонатриевые соли .............. 1—2
ОП-7, ОП-Ю, УФЭ8 ..................0,05—0,1
ДС-РАС ............................0,5—1
Глинистый раствор применяется в качестве промывочной
жидкости только при работе на фонтанных скважинах с боль-
шим пластовым давлением, где есть опасность выброса жидкости
или фонтанирования.
Аэрированная жидкость применяется при сильном поглоще-
нии промывочной жидкости пластом и потере циркуляции. При
288
этом промывку ведут по обратной схеме с подкачкой в затруб-
ное пространство сжатого воздуха.
Воздух применяют в скважинах глубиной не более 700—
800 м, которые из-за низких пластовых давлений и сильного
поглощения нельзя промывать жидкостью.
Нефть в качестве промывочной жидкости применяется редко,
например при вскрытии фильтра эксплуатационной колонны.
При промывке используют: 1) промывочный агрегат; 2) подъ-
емник; 3) оборудование устья скважины для промывки; 4) про-
мывочные трубы.
Промывочный агрегат Азинмаш-32М смонтирован на гусе-
ничном тракторе Т-100М и включает узел отбора мощности, ко-
робку передач, цепную пере-
дачу, насос 1НП-160, мани-
фольд и механизмы управле-
ния (рис. IV.37).
Узел отбора мощности I
предназначен для передачи
крутящего момента от вала
коробки отбора мощности
трактора к первичному валу
коробки передач 4КП. В узел
входят вал 1 с соединитель-
ной муфтой 2 и карданным
валом 3.
Коробка передач II четы-
рехскоростная, СОСТОИТ ИЗ пер- Рис. IV.37. Кинематическая схема
вичного 4, промежуточного 5	агрегата Азинмаш-32
и выводного 6 валов, на кото-
рых установлены прямозубые шестерни. Перемена передачи
осуществляется перемещением муфт, находящихся на выход-
ном валу. Валы установлены на конических подшипниках,
смазка шестерен и подшипников осуществляется разбрызгива-
нием из общей масляной ванны.
Коробка передач обеспечивает следующие передаточные
числа: на I передаче — 3,71, на II —2,54, на III —1,67, на
IV—1,1.
Цепная передача III передает вращение от коробки пере-
дач 8 к трансмиссионному валу 7 насоса IV. Передаточное отно-
шение цепной передачи 1,285. Цепная передача находится в гер-
метичном кожухе, нижняя часть которого выполняет функции
картера.
Насос 1НП-160 — трехплунжерный, горизонтальный, одинар-
ного действия. Его конструкция в общих чертах схожа с кон-
струкцией насоса 4Р-700, отличается только нижним расположе-
нием трансмиссионного вала. Клапаны насоса тарельчатые,
плунжеры хромированные; диаметр и ход равны 130 мм.
Подачи насоса и давления, им соответствующие, развивае-
289
мне агрегатом при числе оборотов коленчатого вала двигателя
850 об/мин, приведены в табл, IV.8.
Агрегат снабжен приемным рукавом из прорезиненной ткани,
соединенным с приемным коллектором насоса.
Напорная линия включает в себя пробковый и контрольный
краны, гибкий металлический шланг. Частью напорной линии
Рис. IV.38. Установка промывочная УН1Т 100X200
является воздушный колпак, манометр и предохранительный
клапан.
Дальнейшим совершенствованием агрегата является уста-
новка промывочная УН1Т 100X200 (рис. IV.38), отличающаяся
от агрегата Азинмаш-32М более высокими давлением и подачей
Т а б л и ц a IV.8
Техническая характеристика насоса 1НП-160
' Скорость
Число двойных
ходов в мин
Подача
насоса» л/с
Давление»
МПа
I
II
III
IV
37,7
58,0
88,2
134,0
3,16
4,61
7,01
10,15
16,0
10,9
7,2
4,3
насоса, возможностью применения его при низких температурах
окружающего воздуха.
Установка смонтирована на тракторе Т-130, привод насоса
осуществляется от тягового двигателя дизеля Д-130 при частоте
вращения вала 1070 мин-1. В ней используется трехплунжерный
насос, горизонтальный, одинарного действия НП-100ХЛ1. Диа-
метр плунжера и длина его хода — 125 мм, наибольшее число
двойных ходов 168.
290
Давление и идеальная подача, развиваемые насосом, при
работе двигателя с номинальной мощностью приведены в
табл. IV.9.
Обеспечение возможности работы насоса при низких темпе-
ратурах достигается за счет обогрева его выхлопными газами
двигателя.
Привод насоса осуществляется посредством коробки отбора
мощности, карданного вала, коробки передач и цепного редук-
Т а б л и ц а IV.9
Техническая характеристика НП-100ХЛ1
Скорость
Число
двойных ходов
плунжера в мин
Подача
насоса, л/с
Давление»
МПа
I
II
III
IV
49,8
72,8
110,0
168,0
3,8
5,6
8,4
12,9
20,0
1М
11,3
7,4
тора. Передаточные числа коробки: I — 3,71, II — 2,54, III —
1667, IV—1,10, цепного редуктора — 1,285, передаточное отно-
шение зубчатой передачи насоса — 4,5. Управление двигателем
и трансмиссией — из кабины водителя. Установка укомплекто-
вана всасывающим и нагнетательным трубопроводами, а также
вспомогательным трубопроводом.
Агрегат Азинмаш-35 предназначен для промывки песчаных
пробок, а также для нагнетания жидкости в скважину при про-
мывочных работах подземного и капитального ремонтов
скважин.
Агрегат установлен на платформе автомобиля ЗИЛ-130 и
состоит из насоса, трансмиссии, мерного бака и манифольда.
В агрегате используется трехплунжерный горизонтальный
насос одинарного действия ГНЁМ 60.. Он унифицирован с насо-
сом 1НП-160 и отличается от него большим числом двойных
ходов, конструкцией всасывающих, нагнетательных клапанов,
а также приемного коллектора.
Привод насоса осуществляется от тягового двигателя авто-
мобиля через коробку отбора мощности, первичный вал которой
приводится в действие карданным валом, связанным с вторич-
ным валом коробки передач автомобиля.
Изменение подачи насоса осуществляется переключением
скоростей коробки передач автомобиля (первая скорость не ис-
пользуется). Управление агрегатом — из кабины автомобиля и
с поста управления на платформе агрегата.
Нагнетательный трубопровод манифольда имеет диаметр
50 мм, приемный— 100 мм. Напорная линия снабжена угловым
291
рабочим и контрольным кранами, манометром, предохраните-
лем. Напорный патрубок насоса соединяется с напорной линией
при помощи гибких металлических сочленений. Пост управления
агрегатом размещен в кабине.
Техническая характеристика агрегата Азинмаш-35.
Наибольшее рабочее давление, МПа ,.................16,0
Максимальное допустимое давление,^МПа .............20,0
Максимальная мощность тягового двигателя при частоте вра-
щения вала 3200 об/мин, кВт.....................110,2
Номинальная частота вращения двигателя, об/мин .... 2500
Подача насоса регулируется коробкой перемены передач
автомобиля (табл. IV. 10).
Таблица IV. 10
§ 10. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРОМЫВКИ
Для успешной промывки необходимо, чтобы скорость восхо-
дящего потока промывочной жидкости, выносящей песок с за-
боя, превышала скорость падения частиц песка в жидкости,
находящейся в покое. Так как скорость падения частиц увели-
чивается по мере увеличения их диаметра, при расчете про-
мывки необходимо ориентироваться на максимальный размер
песчинок фракционного состава.
Скорость подъема песка размываемой пробки

где уп — скорость подъема песчинок; — скорость подъема
потока жидкости, выносящей песок; уСр — средняя скорость сво-
бодного падения песка в жидкости.
При промывке пробок для гарантированного подъема песчи-
нок принимают соотношение
Уж = 2уср.
При этом
Уп —
^ж Рж
2	2
292
Средняя скорость падения в воде зерен песка различного
диаметра принимается следующей.
Диаметр частицы песка, мм .	0,01	0,1	0,2	0,25 0,3
Средняя скорость падения, см/с	0,007	0,65	1,95	2,53 3,12	'
Для определения давления и подачи насосного агрегата при
проведении промывки необходимо определить общие гидравли-
ческие потери:
— hl + h2 + Лд + /&4,
hi — потери давления в канале для нисходящего потока
жидкости; h% — потери давления в канале для восходящего по-
тока жидкости; йз — давление, необходимое для преодоления
разности весов нисходящего и восходящего столбов жидкости
(обусловлено различной плотностью закачиваемой и поднимае-
мой жидкостей); /ц— потеря давления на пути от насоса до
промывочных труб (обусловлено гидравлическим сопротивле-
нием шланга, вертлюга и т. д.).
При прямой промывке гидравлические потери в промысло-
вых трубах определяются по формуле
где hi — потери напора в трубах; Н — длина промывочных труб,
м; d — внутренний диаметр промывочных труб, м; ин— линей-
ная скорость нисходящего потока, м/с; р — плотность жидко-
сти, кг/м3; % — коэффициент сопротивления.
Значения коэффициента сопротивления в зависимости от
условного диаметра труб следующие.
Условный диаметр труб, мм 48 60 73 89	114
Коэффициент сопротивления 0,040 0,037 0,035 0,034 0,032
Потери давления при движении жидкости с песком в кольце-
вом пространстве определяются по формуле
,	. Н
*2 =	Т—Т	Р’
D —	2
где — коэффициент,
учитывающий увеличение гидравличе-
ского сопротивления из-за содержания в жидкости песка при
течении жидкости в кольцевом пространстве (в зависимости от
фракционного состава песка (р=1,12—1,2); D — внутренний диа-
метр эксплуатационной колонны, м; d] — наружный диаметр
промывочных труб, м; ив — скорость восходящего потока, м/с.
Добавочный напор, обусловленный разницей плотностей
жидкостей в промывочных трубах и кольцевом пространстве,
определяется по формуле
293
где (1—tn)—объем зерен песка, приходящийся на единицу
объема пробки, принимаемый равным 0,25—0,40; F — площадь
сечения эксплуатационной колонны, м2; I — высота пробки про-
мываемой за один прием (соответствует высоте одной трубы
или колена), м; f — площадь сечения канала, по которому дви-
жется смесь воды и песка, м2; рп—плотность кварцевого песка,
равная 2600—2700 кг/м3; рж — плотность промывочной жидко-
сти, равная 800—1000 кг/м3.
Потери напора на преодоление сопротивлений в вертлюге,
шланге и манифольде могут быть приняты суммарно сле-
дующие:
Расход, л/с .... 3 4 5 6 8 10 15 20
Потери напора, МПа 0,04 0,08 0,12 0,17 0,29 0,5 1,1 2,0
При расчете промывки по обратной схеме необходимо учесть,
что давление на забой будет больше, чем при прямой промывке,
на величину разности гидравлических потерь в кольцевом про-
странстве и подъемных трубах.
При определении потерь в кольцевом пространстве в фор-
мулу необходимо подставить скорость нисходящего потока про-
мывочной жидкости vn, коэффициент <р следует учитывать в фор-
муле движения восходящего потока на центральной трубе со
скоростью ив.
При промывке нефтью изменения в расчет будут внесены
только при определении коэффициента трения Л.
При турбулентном режиме
% = 0,3164/
при ламинарном
% = 64/Re,
где Re — число Рейнольдса;
при течении жидкости в трубе
Re^vd/v,
при течении жидкости в кольцевом пространстве
Re = o(D—d)/v,
где v — скорость течения жидкости, м/с; v — кинематическая
вязкость жидкости, м2/с.
При Re<2320 режим движения жидкости ламинарный, при
Re>2800 — турбулентный.
Время, необходимое для подъема размытой породы на по-
верхность,
Т = H!vn.
Точное определение его особенно важно при комбинированной
промывке.
294
§ 1L ОБОРУДОВАНИЕ ДЛЯ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО РАЗРЫВА ПЛАСТА
Для увеличения нефтеотдачи применяют гидравлический
разрыв пласта.
Сущность этого метода состоит в образовании новых и рас*
ширении имеющихся трещин породы призабойной зоны, а также
последующей их фиксации.
Образовавшиеся в пласте новые и расширившиеся имею*
щиеся трещины проникают в глубь пласта на несколько десят-
ков метров и связывают забой скважины с удаленными от него
продуктивными зонами пласта. В результате фильтрационное
сопротивление призабойной зоны резко уменьшается, а дебит
скважин увеличивается в несколько раз.
Считалось, что давление, необходимое для образования тре-
щин, должно превышать горное давление, создаваемое массой
пород. Практически оказалось, что обычно давление разрыва
бывает меньше, чем горное давление, определяемое формулой
Рг = Hpg,
где рг— горное давление, Па; Н — глубина скважины, м; р —
плотность горной породы, кг/м3; g — ускорение свободного па-
дения, м/с2.
Давление на забое скважины при разрыве пласта в большин-
стве случаев изменяется в пределах 1,5—2,0 Н/10.
Гидравлический разрыв пласта следует проводить в скважи-
нах, пробуренных в пластах, которые сложены плотными пе-
сками, сцементированными песчаниками, известняками и доло-
митами. Наибольший эффект от гидравлического разрыва полу-
чается при обработке слабопроницаемых коллекторов с высоким
пластовым давлением.
Гидравлический разрыв пласти состоит из 1) закачки в пласт
жидкости разрыва для образования трещин в пласте; 2) за-
качки жидкости песконосителя с песком; 3) закачки продавоч-
ной жидкости для продавливания песка в образовавшиеся тре-
щины.
В качестве жидкостей разрыва и песконосителя обычно ис-
пользуют одну и ту же жидкость, называя ее жидкостью раз-
рыва. Жидкости разрыва в зависимости от функций скважин
следующие: углеводородные жидкости и водные растворы (для
нефтяных скважин); водонефтяная и нефтекислотная эмульсии
(для нагнетательных).
Основное требование к жидкости разрыва — способность
удерживать во взвешенном состоянии зерна песка. Эта способ-
ность в значительной мере определяется вязкостью. Однако при
выборе жидкости необходимо учитывать, что с увеличением вяз-
кости возрастают потери напора в процессе прокачки жидкости
по 89 или 114-мм трубам, а при гидравлическом разрыве пласта,
295
залегающего на малых глубинах, жидкость следует подавать
по эксплуатационной колонне.
Высокая вязкость жидкости разрыва позволяет разорвать
пласт при сравнительно низких давлениях и малых расходах.
Для увеличения вязкости и уменьшения фильтруемости
в жидкость разрыва вводят загустители. Жидкость-песконоси-
тель должна обладать низкой вязкостью, чтобы проникнуть
вместе с песком как можно дальше по трещинам.
Для заполнения трещин песком с целью предотвращения их
смыкания применяют чистый, хорошо окатанный и однородный
по гранулометрическому составу кварцевый песок с размером
зерен 0,5—1,0 мм. Количество закачиваемого песка колеблется
в значительных пределах и составляет 5—20 м3 в зависимости
от степени трещиноватости коллекторов. Концентрация песка
составляет 100—600 кг на 1 м3 жидкости и ограничена быстрым
износом насосного оборудования.
Для определения давления и подачи насосных агрегатов при
гидравлическом разрыве пласта скважину исследуют на приток,
определяют ее поглотительную способность и давление погло-
щения.
Иногда перед гидравлическим разрывом проводят гидро-
пескоструйную перфорацию или солянокислотную обработку за-
боя. Это позволяет увеличить эффективность разрыва и умень-
шить давление, развиваемое насосным агрегатом.
В зависимости от геологических условий проводят простой,
селективный или многократный поинтервальный гидроразрыв.
В скважинах с небольшой мощностью пласта применяют
оборудование по схеме рис. IV.39; в скважинах, вскрывших
пласт большой мощности или несколько продуктивных про-
пластков,— оборудование по схемам рис. IV.4.0 и IV.41.
Для предохранения обсадной колонны 1 (см. рис. IV.39) от
воздействия высокого давления над разрываемым пластом уста-
навливают пакер 4, который полностью разобщает зону фильтра
скважины и вышележащую часть пласта. Давление, создавае-
мое насосами, передается только на зону фильтра и на ниж-
нюю поверхность пакера. При высоких давлениях, создаваемых
при гидравлическом разрыве пласта, на пакер снизу действуют
большие усилия, которые для предотвращения смещения пакера
воспринимаются гидравлическим якорем 3. При нагнетании
в насосно-компрессорные трубы 2 жидкости поршеньки якоря
выдвигаются и прижимаются к обсадной трубе. Острые кромки
поршеньков врезаются в колонну и препятствуют перемещению
насосно-компрессорных труб вверх.
При селективном гидравлическом разрыве (см. рис. IV.40)
под пакером ниже наиболее проницаемого интервала пласта на
колонне насосно-компрессорных труб 2 устанавливают цилин-
дрическую емкость 5 с отверстиями в нижней части. Емкость
заполнена прочными пластмассовыми шариками б, диаметр ко-
296
торых превышает диаметр перфорационных отверстий в ко-
лонне. Жидкость гидравлического разрыва выходит интенсивнее
через отверстия там, где больше проницаемость пласта, туда же
устремляются шарики, прилегают к отверстиям и закупоривают
их, В результате жидкость направляется в отверстия, находя»
Рис. IV.39. Расположение подземного оборудо-
вания при простом гидравлическом разрыве
пласта:
/ — обсадная колонна; 2 — насосно-компрессорные трубы;
3 ~ гидравлический якорь; 4 — пакер; 5 — продуктив-
ный пласт; 6 — хвостовик
Рис. IV.40. Расположение оборудования при се-
лективном разрыве пласта:
/ — обсадная колонна; 2— насосно-компрессорные тру-
бы; 3 — якорь; 4 — пакер; 5 — цилиндр с отверстиями;
6 — шарики; 7 — продуктивный пласт
Рис. IV.41
Рис. IV.41. Расположение оборудования при
многократном поинтервальном гидравлическом
разрыве пласта
Рис. IV.39
Рис. IV.40
щиеся в малопроницаемой зоне, и там происходит разрыв
пласта. После проведения гидроразрыва и снижения давления
шарики открывают отверстия и падают обратно в емкость.
При поинтервальном многократном гидроразрыве пласта
большой мощности или нескольких пропластков операции про-
водят по схеме снизу вверх. При этом нижний пласт разры-
вается обычным способом. Для разобщения верхнего пропластка
от разрываемого нижнего над последним устанавливается гидро-
затвор-разобщитель. После гидравлического разрыва нижнего
пласта и введения в трещины песка разобщитель устанавливают
выше и повторяют операции гидравлического разрыва.
297
При гидравлическом разрыве пласта используется следую-
щий комплекс оборудования: насосный и пескосмесительный
агрегаты, автоцистерны, арматура устья скважины, блок мани-
фольда, подземное оборудование — пакер и якорь.
Насосный агрегат — основная машина комплекса для гидро-
разрыва пласта. Для этой цели используют специально разра-
ботанный насосный агрегат 4АН-700 (рис. IV.42).
Характеристика агрегата
Мощность двигателя, кВт ............................... 588
Максимальная подача, л/с.............................. 22
Наибольшее допустимое давление, МПа ................... 70
Масса агрегата, кг .................................. 22	500
Агрегат оборудован трехплунжерным горизонтальным насо-
сом одинарного действия 4Р-700 (см. гл. I § 10). Агрегат 4АН-700
Рис. IV.42. Насосный агрегат 4АН-700
смонтирован на грузовом автомобиле КрАЗ-257 и состоит из
следующего оборудования: силовой установки коробки передач,
насоса 4Р-700, манифольда и систем управления. На раме авто-
мобиля они расположены следующим образом. Непосредственно
за кабиной водителя находится силовая установка агрегата,
включающая в себя двенадцатицилиндровый V-образный четы-
рехтактный двигатель с непосредственным впрыском топлива
и наддувом воздуха. Вал двигателя посредством многодисковой
фрикционной муфты соединен с коробкой скоростей. Для ком-
пенсации несоосности их валов используется муфта. Коробка
скоростей позволяет обеспечить четыре значения частоты враще-
ния коренного вала насоса, что позволяет при использовании
одного из двух диаметров плунжеров—100 или 120 мм, полу-
чить восемь ступеней подачи насоса (табл. IV.11).
Коробка скоростей соединена компенсационной муфтой
с трансмиссионным валом насоса.
Манифольд агрегата состоит из приемной и нагнетательной
линий. Приемный трубопровод оборудован трехходовым пробко-
298
Т а б л и ц а IV. 11
Техническая характеристика насосного агрегата 4АН-700
Скорость
Передаточ-
ные числа
Частота
вращения
коренного вала
насоса, мин-1
Подача,
л/с
Давление, Подача,
МПа л/с
диаметр плунжера, мм
Див
МПа
120
9
12,3
17,3
22
30,5
51
37,5
26,6
21
Рис. 1V.43. Пескосмесительный агрегат 4ПА
вым краном, позволяющим соединять насос с двумя вспомога-
тельными агрегатами. На нагнетательном трубопроводе уста-
новлен манометр с разделителем и предохранительный кран.
В транспортном положении трубопроводы укладываются на
стеллаж.
Пост управления агрегатом расположен в кабине водителя
автомобиля, где размещены педали управления топливным на-
сосом и фрикционом двигателя, управление коробкой передач,
контрольно-измерительная аппаратура.
В процессе закачки жидкости включение насоса обеспечи-
вается фрикционной муфтой, а изменение подачи — переключе-
нием скоростей в коробке передач.
Пескосмесительные агрегаты У СП-50 и 4ПА используются
для приготовления смеси, закачиваемой в скважину насосным
агрегатом.
Пескосмесительный агрегат 4ПА (рис. IV.43) предназначен
для транспортирования сухого песка и цемента, приготовления
299
цементных растворов и песчано-жидких смесей в широком диа-
пазоне концентраций.
Агрегат смонтирован на раме 9 автомобиля КрАЗ-257 и со-
стоит из: пульта управления 7, аккумулятора 2, смесительного
горшка 3, регулятора подачи сыпучего материала 4, бункера 5,
рабочего 6 и загрузочного 7 шнеков, пневмовибраторов 3, мас-
ляного и пескового насосов, регулятора уровня смеси в акку-
муляторе, раздаточного и приемного коллекторов.
В качестве приводного используется ходовой двигатель авто-
мобиля, привод шнеков и мешалки — гидравлический.
Конструкция агрегата предусматривает либо отдельное ис-
пользование вакуумно-гидравлического и механического спосо-
бов приготовления смесей, либо комбинированный способ их из-
готовления.
В последнем случае жидкость, используемая для приготов-
ления смеси под давлением 1 МПа, направляется в смеситель-
ный горшок, куда из бункера подается цемент или песок. Сы-
пучий материал подается рабочим шнеком через регулятор
выдачи.. В смесительном горшке компоненты смешиваются ва-
куумно-гидравлическим способом, после чего смесь направля-
ется в аккумулятор, где постоянство концентрации смеси под-
держивается лопастной мешалкой.
Из аккумулятора раствор забирается либо песковым насо-
сом, либо насосным агрегатом. Бункер загружается песком при
помощи загрузочного шнека, либо заполнением через верхний
люк. В процессе работы агрегата бункер пополняется песком
без остановки процесса приготовления. Управление отдельными
механизмами агрегата осуществляется из кабины водителя.
Основные параметры агрегата 4ПА
Вместимость бункера, м3.................. 6,5
Максимально допускаемая масса транспортируе-
' мого сыпучего материала, т.......... 9
Подача пескового насоса 4ПС-9 (при работе на
воде), м3/ч ........................ 60	130 200
Развиваемое давление, МПа............. 0,3 0,27 0,22
Для приготовления песчаной смеси используется также
пескосмесительная установка УПС-50, которая отличается от
агрегата 4ПА более высокими показателями.
Техническая характеристика установки УПС-50
Максимальная производительность приготовления смеси,
м3/мин..............................................3,6
Вместимость бункера, м3 .............................6,8
Темп загрузки, т/мин.................................0,33
Наибольшее давление, МПа.............................0,22
В качестве монтажной базы используется автомобиль
КрАЗ-257, условия эксплуатации которого улучшены за счет
более рационального расположения отдельных узлов агрегата
зоо
и более равномерного распределения нагрузки на оси авто-
мобиля.
Для транспортирования жидкости, используемой при гидро-
разрыве пласта, обработки забоя и т. д., применяются авто-
цистерны. Автоцистерны отличаются друг от друга объемом,
транспортной базой, стойкостью против воздействия агрессив-
ных жидкостей, наличием оборудования, служащего для запол-
нения собственной емкости из другой,
подачи жидкости из цистерны,
использования ее в качестве насосного агрегата.
Емкость автоцистерн изменяется в пределах от 23 до 7,5 м3.
Наиболее емкая — автоцистерна ППЦ-23-5524П, отвечающая
всем приведенным требованиям. Ее монтажная база — полупри-
цеп 4МЗАП-5524П, транспортируемый тягачом КрАЗ-258. Объем
цистерны — 23 м3. Перекачка жидкости обеспечивается насос-
ным блоком, включающим центробежный насос и самовсасы-
вающее*устройство, наибольшая подача — 37,5 л/с. Максималь-
ный напор — 0,98 МПа.
Привод насосного блока осуществляется тяговым двигате-
лем тягача через коробку отбора мощности, установленную на
раздаточной коробке автомобиля.
Для гидравлического разрыва пласта, а также при гидро-
пескоструйной перфорации и цементировании скважины, ее
устье оборудуют специальной арматурой, 2АУ-700.
Арматура присоединяется к насосно-компрессорным трубам
и состоит из крестовины с патрубком, устьевой головки с саль-
ником, пробковых кранов, манометра и т. п, К крестовине через
два горизонтальных отвода через пробковые краны присоединя-
ются напорные линии, идущие от насосных агрегатов.
Устьевая головка имеет четыре отвода, на трех из которых
смонтированы пробковые краны, на четвертом — через пробко-
вый кран установлен предохранительный клапан.
Для соединения насосных агрегатов, используемых при гид-
равлическом разрыве пласта или цементировании скважины
с устьевой головкой, применяется самоходный блок манифольда,
например 1БМ-700. Он представляет собой шасси трехосного
грузового автомобиля ЗИЛ-131 или ЗИЛ-157К, на котором
смонтированы напорный и приемно-раздаточный коллекторы,
комплект труб с шарнирными соединениями и подъемная стрела.
Напорный коллектор представляет собой коробку с шестью
отводами для соединения с насосными или цементировочными
агрегатами. В коробке имеется шесть обратных клапанов, слу-
жащих для закрывания канала при снижении давления в выкид-
ной линии насосного агрегата.
Напорный коллектор соединен с центральной трубой, на ко-
торой установлены контрольно-измерительные приборы — мано-
метр, расходомер и др., показания которых передаются на стан-
цию контроля и управления.
301
Центральная труба снабжена предохранительным клапаном
и посредством двух отводов соединяется с арматурой на устье
скважины.
Приемно-раздающий коллектор служит для распределения
рабочих жидкостей или песчано-жидкой смеси цементировоч-
ным и насосным агрегатам.
Погрузка и выгрузка арматуры устья, соединительных труб,
блока манифольда осуществляются поворотной стрелой.
Рис. IV.44. Схема расположения агрегатов при гидроразрыве пласта
При гидравлическом разрыве пласта используются различ-
ные схемы расположения оборудования у скважины, одна из
наиболее рациональных показана на рис. IV.44.
Арматура устья 1 (2АУ-700) двумя трубопроводами соеди-
няется с блоком манифбльда 2 (1БМ-700), напорный коллектор
которого отдельными трубопроводами соединен с насосными
агрегатами 3 (4АН-700).
В свою очередь приемные коллекторы насосных агрегатов
соединены с пескосмесительными агрегатами 4 (4ПА), к кото-
рым подается песок из песковозов 5, а жидкость — из авто-
цистерн 6. К блоку манифольда подключена также станция кон-
троля и управления 7.
Применение блока манифольда 2 позволяет подключать
число насосных агрегатов, необходимое для обеспечения гидро-
разрыва, обеспечивает удобство расположения всего комплекса
оборудования в зоне устья скважины. При этом улучшается
организация технологического процесса, повышается безопас-
ность труда и сокращается численность обслуживающего пер-
сонала.
302
§ 12. ОБОРУДОВАНИЕ ДЛЯ ДЕПАРАФИНИЗАЦИИ
И ПОДОГРЕВА СКВАЖИН
Содержащиеся в пластовой жидкости смолы, асфальтены
и парафин откладываются на поверхностях, соприкасающихся
с ней. К этим поверхностям относятся капилляры пласта, по-
верхность штанг и труб.
Наибольшую опасность с точки зрения уменьшения дебита
скважины представляют отложения на стенках капилляров
пласта, что может привести к необратимому снижению дебита
скважины. Подобное явление может наблюдаться прежде всего
Рис. IV.45. Установка ППУ-ЗМ
в результате закачки холодной воды в пласт, содержащий, на-
пример, парафинистую нефть. Наиболее интенсивно отложение
идет в призабойной зоне.
Кроме того, отложение парафина на внутренней поверхности
насосно-компрессорных труб приводит к уменьшению их проход-
ного сечения, повышению гидродинамического сопротивления
и даже к полной закупорке труб.
Одним из способов депарафинизации скважин является про-
грев и продувка труб паром. При этом в качестве источника
пара используют паровые передвижные установки ППУ-ЗМ либо
ППУ-1200/100.
Установка ППУ-ЗМ (рис. IV.45) смонтирована на шасси
автомобиля КрАЗ-257 (или КрАЗ-255Б), в нее входят: пароге-
нератор 3, питательный насос 6, цистерна /, приводная группа 5,
смонтированная на раме 4, которая в свою очередь крепится
к раме автомобиля.
Установка работает следующим образом: из цистерны 1
предварительно подогретая вода питательным насосом 6 по-
дается через обратный клапан и вентиль в парогенератор 3.
303
Используемый в установке парогенератор прямоточного типа
служит для превращения воды в пар и нагрева пара до задан-
ной температуры. Источником теплоты является дизельное топ-
ливо, сжигаемое в топочном устройстве. Пройдя сепаратор и
запорный вентиль, пар через трубчатые колена подается по-
требителю.
Парогенератор снабжен предохранительным клапаном и тем-
пературным предохранителем, которые обеспечивают ограниче-
ние максимального давления пара (до 10,8 МПа) и темпера-
туры (до +350 °C).
Техническая характеристика установки
Производительность, кг/ч .......................... 1000
Максимальное давление пара, МПа...................... 10
Максимальная температура пара, °C ................... 310
Емкость цистерны для питательной воды, м8
на шасси КрАЗ-257 ................,............. 5,5
на шасси КрАЗ-2555.............................. 3,8
Расход топлива, кг/ч ..............................До 85
В процессе эксплуатации установки необходимо следить за
тем, чтобы жесткость воды не превышала установленного пре-
дела, в противном случае процесс образования накипи на стен-
ках змеевиков интенсифицируется. Появление слоя накипи
уменьшает к. п. д. котла, вызывает перегрев труб и, в конечном
счете, приводит к их пережогу.
Наиболее высокие результаты по подготовке воды достига-
ются при использовании натрий-катионитовых фильтров, резко
снижающих жесткость воды.
Периодически необходимо удалять накипь, используя рас-
твор соляной кислоты с добавлением фтористого натрия или
фтористого аммония.
Депарафинизация скважин может производиться также го-
рячей нефтью. Для проведения этого процесса предназначен
агрегат 1АДП-4-150, позволяющий нагревать и нагнетать в сква-
жину нефть. Он позволяет нагнетать нефть с температурой до
150 °C при давлении до 20,0 МПа и расходе 4 л/с. В качестве
топлива используется сырая нефть.
Температура призабойной зоны может быть повышена также
с помощью электронагревателя. Как правило, нагреватель пред-
ставляет собой кожух, в котором установлены три трубчатых
электронагревательных элемента (ТЭН). Каждый из них со-
стоит из стальной трубки, внутри которой находится спираль.
Внутренняя полость трубки заполнена расплавленной окисью
магния, обеспечивающей изоляцию спирали и передачу от нее
теплоты. Мощность нагревателей 10,5, 21 и 25 кВт. Нагреватель
спускается в скважину на кабель-тросе. Для подвода электро-
энергии к нагревательным элементам и удержания их навесу
предназначен кабель-трос, имеющий три силовые и три сигналь-
ные жилы. Каждая жила имеет нефтестойкую изоляцию. Скру-
304
ченные жилы покрыты наружной изоляцией и снабжены грузо-
несущей оплеткой из стальной оцинкованной проволоки. Кабель-
трос имеет разрывное усилие 100 кН.
К наземному оборудованию относятся повышающий транс-
форматор и станция управления, обеспечивающая включение,
контроль режима работы нагревателя, а также защиту оборудо-
вания в случае обрыва одной из фаз, короткого замыкания
и т. д. Трансформатор и станция управления используются от
установок глубинных центробежных насосов соответствующей
мощности.
Весь комплекс оборудования размещен следующим образом:
лебедка для спуска нагревателя В скважину вместе с кабелем
и нагревателем на автомобиле повышенной проходимости
ЗИЛ-157Е, а автотрансформатор и станция управления на
прицепе.
Помимо перечисленных установок используется также паро-
генератор ППГУ-4/120. Его конструкция рассчитана на дли-
тельный срок работы в одном месте — от нескольких месяцев
до 2—3 лет. Она представляет собой смонтированные на рамах
блок парогенератора и блок водоподготовки. Основные пара-
метры — производительность 4 т пара в 1 ч с температурой до
320 °C и давлением до 12,0 МПа.
В процессе тепловой обработки скважины в результате теп-
ловых деформаций насосно-компрессорные трубы и эксплуата-
ционная колонна удлиняются. Поэтому в период прогрева сква-
жины ее устье должно быть снабжено оборудованием, обеспечи-
вающим подачу пара при вертикальных перемещениях до 4,5 м.
Кроме того необходимо отметить, что на промыслах с высо-
ковязкими нефтями используется также закачка подогретой
воды, которую подогревают в наземных нагревателях и затем
подают в пласт. Данный способ позволяет использовать обору-
дование с высокими энергетическими показателями и предотвра-
щает понижение температуры пласта.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Байков Н. М., Колесников Б. В., Челпанов П. И. Сбор, транспорт и
подготовка нефти. М., Недра, 1975.
2.	Бухаленко Е. И,, Абуллаев Ю. Г, Монтаж, обслуживание и ремонт
нефтепромыслового оборудования. М., Недра, 1974.
3.	Казак А, С., Росин И. И., Чичеров Л. Г, Погружные бесштанговые
насосы для добычи нефти. М., Недра, 1973.
4.	Касьянов В. М. Гидромашины и компрессоры. М., Недра, 1981.
5.	Ломакин А. Л. Центробежные и осевые насосы. М., Машиностроение,
1966.
6.	Пфлейдерер К Лопаточные машины для жидкостей и газов. М., Маш-
гиз, 1960.
7.	Справочная книга по добыче нефти. Под ред. III. К. Гиматудинова. М„
Недра, 1974.
8.	Степанов Л. И. Центробежные и осевые насосы. М., Машгиз, 1960.
9.	Френкель М. И. Поршневые компрессоры. Л., Машиностроение, 1969.
10.	Молчанов А. Г. Гидроприводные штанговые скважинные насосные
установки. М., Недра, 1982.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Глава I. Наземные и скважинные насосы объемного действия и их приводы
(А. Г. Молчанов)............................................  3
§ 1.	Классификация насосов......................................3
§ 2.	Принцип работы и классификация поршневых насосов ....	4
§ 3.	Основные схемы поршневых насосов.......................... 7
§ 4.	Закон движения поршня насоса...............................3
§ 5.	Графики подачи поршневых насосов...........................Ю
§ 6.	Воздушные колпаки.........................................12
§ 7.	Коэффициент подачи насоса.................................15
§ 8.	Работа насоса и индикаторная диаграмма....................16
§ 9.	Расчет насоса.................................'...........21
§ 10.	Поршневые насосы.........................................24
§11.	Основные узлы и детали насосов...........................32
§ 12.	Штанговые скважинные насосные установки..................34
§13.	Штанговые скважинные насосы..............................38
§ 14.	Основные детали скважинных насосов.......................42
§ 15.	Определение подачи насоса и коэффициента наполнения . . 46
§16.	Ремонт, хранение и транспортировка скважинных насосов . . 50
§17.	Насосные штанги..........................................51
§ 18.	Расчет и конструирование колонны штанг...................54
§ 19.	Утяжеленный низ колонны штанг............................55
§ 20.	Эксплуатация, транспортировка и хранение штанг...........56
§21.	Н а сосно-компрессорные трубы............................57
§ 22.	Расчет колонны насосно-компрессорных труб................59
§ 23.	Индивидуальный привод скважинной насосной установки . . 60
§ 24.	О необходимости уравновешивания привода ШСНУ.............63
§ 25.	Приводы штанговой скважинной насосной установки .... 64
§ 26.	Установка с использованием в качестве уравновешивающего
груза колонны насосно-компрессорных труб.......................73
§ 27.	Кинематика балансирного станка-качалки...................31
§ 28.	Силы, действующие в точке подвеса штанг..................84
§ 29.	Уравновешивание балансирных станков-качалок..............85
§ 30.	Определение усилий в шатуне при различных способах уравно-
вешивания .....................................................88
§31.	Тангенциальные усилия на пальце кривошипа................90
§ 32.	Коэффициент полезного действия скважинной насосной установки 91
§ 33.	Определение мощности двигателя станка-качалки............92
§ 34.	Выбор оборудования и определение параметров работы уста-
новки .......................................................  93
Глава II. Динамические насосы (В. Л. Чичеров)........................97
§ 1.	Виды динамических насосов, их классификация и принцип дей-
ствия ...........................................................97
§ 2.	Теоретические основы работы лопастного насоса...............100
§ 3.	Основное уравнение лопастного насоса........................102
§ 4.	Влияние на работу насоса его конструктивных особенностей	.	.104
§ 5.	Мощность, к. п. д., напор и подача лопастного насоса	.	.	.	.НО
§ 6.	Уравновешивание осевого давления............................112
307
§ 7.	Характеристика лопастного насоса...........................114
§ 8.	Коэффициент быстроходности.................................117
§ 9,	Изменение частоты вращения вала насоса.....................119
§ 10.	Уменьшение диаметра рабочего колёса.......................120
§11.	Влияние плотности и вязкости перекачиваемой жидкости на
работу насоса..................................................121
§ 12.	Кавитация в лопастных насосах.............................123
§ 13.	Влияние характеристики нагнетательного трубопровода на ра-
боту насосной системы.........................................125,
§ 14.	Параллельная и последовательная работа	насосов...........127
§ 15.	Конструктивные особенности центробежных	насосов...........128
§ 16.	Центробежные насосы для подачи нефти и	воды.............137
§ 17.	Насосные установки для нагнетания воды	в пласт...........141
§ 18.	Насосные станции..........................................144
§ 19.	Выбор лопастного насоса...................................145
§ 20.	Скважинные центробежные насосы для добычи нефти . . . .146
§21.	Установка скважинного центробежного насоса.................147
§ 22.	Конструкции узлов установки скважинного центробежного на-
соса ..........................................................154
§ 23.	Оборудование устья скважины для эксплуатации УЭЦН . . .161
§ 24.	Транспортирование и монтаж скважинного электронасосного
агрегата.......................................................162
§ 25.	Выбор установки скважинного центробежного насоса для до-
бычи нефти.....................................................164
§ 26.	Перспективы применения установок скважинных центробежных
насосов . .	. :.........................................170
§ 27.	Требования безопасности и охраны окружающей среды . . . 172
Глава	III. Компрессоры	(В.	Л. Чичеров)...........................175
§ 1.	Виды и классификация компрессоров..........................175
§ 2.	Поршневые компрессоры......................................178
§ 3.	Лопастные, винтовые и роторные компрессоры.................209
§ 4.	Компрессорные станции......................................215
§ 5.	Контрольно-измерительные приборы и автоматика компрессоров 216
§ 6.	Типы компрессоров и их применение..........................218
§ 7.	Требования безопасности и охраны окружающей среды . . . 222
§ 8.	Газлифтная и фонтанная эксплуатация нефтяных скважин и при-
меняемое оборудование .	..............................224
Глава IV. Оборудование для подземного ремонта скважин и воздействия
на пласт (А. Г. Молчанов)....................................236
§ 1.	Классификация видов ремонтов и операций...................236
§ 2.	Схема расположения оборудования при спуско-подъемных опе-
рациях ........................................................238
§ 3.	Вышки и мачты для проведения подземного ремонта .... 240
§ 4.	Талевая система . . : : :.................................242
§ 5.	Инструмент для спуско-подъемных операций..................249
§ 6.	Стационарные и самоходные агрегаты для подземного и капи-
тального ремонтов и освоения скважин...........................269
§ 7.	Определение оптимального режима работы подъемника .... 278
§ 8.	Расчет основных узлов и деталей подъемника................281
§ 9.	Промывка скважин и промывочные агрегаты...................285
§ 10.	Гидравлический расчет промывки...........................292
§ 11.	Оборудование для гидравлического разрыва пласта .... 295
§ 12.	Оборудование для депарафинизации и подогрева скважин . . 303
Список литературы.................................................306
АЛЕКСАНДР ГЕОРГИЕВИЧ МОЛЧАНОВ
ВАДИМ ЛЬВОВИЧ ЧИЧЕРОВ
НЕФТЕПРОМЫСЛОВЫЕ МАШИНЫ И МЕХАНИЗМЫ
Редактор издательства Н. Е. ИГНАТЬЕВА
Переплет художника С. С. ВОДГИЦЫ
Художественный редактор В. В. ШУТЬКО
Технический редактор А. В. ТРОФИМОВ
Корректор Р. Т. БАКАНОВА
ИВ № 5111
Сдано в набор 25.10.82. Подписано в печать 13.01.83. Т-04714. Формат 60X90Vie. Бумага
книжно-журнальная. Гарнитура «Литературная» Печать высокая. Усл. печ. л. 19,5. Усл.
кр.-отт. 19,5. Уч.-изд. л. 19,36. Тираж 7600 экз. Заказ 2119/8996—6. Цена 85 коп.
Ордена «Знак Почета» издательство «Недра»,
103633, Москва, К-12, Третьяковский проезд, 1/19
Ленинградская типография Кв 4 ордена Трудового Красного Знамени Ленинградского
объединения «Техническая книга» им. Евгении Соколовой Союзполиграфпрома при Го-
сударственном комитете СССР по делам издательств, полиграфии и книжной торговли.
191126, Ленинград, Социалистическая ул., 14.
Уважаемый товарищ!
ИЗДАТЕЛЬСТВО «НЕДРА»
ГОТОВИТ К ПЕЧАТИ — НОВЫЕ КНИГИ
Бараз В. И.
ДОБЫЧА НЕФТЯНОГО ГАЗА
20 л. 1 р. 40 к.
Изложены методы планирования и организации добычи неф-
тяного газа, а также технология и техника его добычи. Приве-.
дены основные физико-химические свойства нефтяного газа. Опи-
саны технологические процессы и технические средства его очист-
ки, подготовки и транспорта. Рассмотрены методы учета, распре-
деления и использования его ресурсов, пути совершенствования
этих методов.
Для специалистов нефтегазодобывающих управлений, зани-
мающихся добычей нефтяного газа и использованием его ресур-
сов; будет полезна студентам старших курсов нефтяных вузов и
факультетов.
Гасанов А. П.
ВОССТАНОВЛЕНИЕ АВАРИЙНЫХ СКВАЖИН:
Справочник
16 л. 1 р.
Приведены описания и основные параметры единых типо-
размерных рядов комплектов оборудования для ловильных работ
в скважинах, а также методика проведения этих работ при при-
менении инструмента каждого типа. Описаны причины возник-
новения и методы предупреждения и ликвидации аварий в буря-
щихся и добывающих скважинах.
Для инженерно-технических работников, занятых бурением и
освоением скважин, а также выполняющим их подземный и капи-
тальный ремонты.
Ибрагимов Г. 3., Хисамутдинов Н. И.
СПРАВОЧНОЕ РУКОВОДСТВО ПО ПРИМЕНЕНИЮ
ХИМИЧЕСКИХ РЕАГЕНТОВ В ДОБЫЧЕ НЕФТИ
20 л. 1 р. 90 к.
Приведены сведения о составе и свойствах углеводородных
систем; дана классификация нефтей по их составу и качеству;
рассмотрено рациональное использование поверхностно-активных
веществ, полимеров, кислот, щелочей для увеличения нефтеотда-
чи пластов; описаны методы повышения дебитов скважин с по-
мощью химических реагентов; даны сведения о свойствах газо-
водонефтяных эмульсий и методах их разрушения в системах
сбора и подготовки нефти.
Для специалистов нефтегазодобывающих управлений, занима- '
ющихся добычей, сбором, подготовкой и транспортом нефти и неф-
тяного газа.
МЕТОДЫ УВЕЛИЧЕНИЯ НЕФТЕОТДАЧИ ПЛАСТОВ
ПРИ ЗАВОДНЕНИИ
Бурдынь Т. А., Горбунов А. Т., Лютин Л. В. и др.
16 л. 80 к.
Описаны различные методы разработки и увеличения нефте-
отдачи пластов при заводнении: циклическое заводнение с пере-
меной направлений фильтрационных потоков, с применением поли-
меров, мицеллярных растворов, щелочей, кислот, поверхностно-
активных веществ, двуокиси углерода и др. Даны математические
модели процессов, приведены способы контроля за ними и ме-
тоды оценки их эффективности.
Для инженерно-технических работников, занимающихся про-
ектированием разработки и разработкой нефтяных месторождений
и поддержанием пластового давления.
ОРГАНИЗАЦИЯ ТЕКУЩЕГО РЕМОНТА СКВАЖИН
Лесю к В. С., Тур ко Н. М., Шевалдин И. Е., Воробец В. И.
11 л. 55 к.
Описана организация и система оперативного планирования
текущего ремонта нефтяных скважин. Приведены технологиче-
ские, организационные и экономические факторы, определяющие
число и качество ремонтов. Предложена методика выбора сква-
жин для планово-предупредительных ремонтов. Особое внимание
уделено управлению качеством выполняемых работ и совершен-
ствованию нормирования труда бригад текущего ремонта сква-
жин. Приведены формы оперативной документации.
Для инженерно-технических работников, занимающихся ор-
ганизацией ремонта и ремонтом скважин.
СПРАВОЧНИК ПО НЕФТЕПРОМЫСЛОВОМУ
ОБОРУДОВАНИЮ
Под ред. Е. И. Бухаленко
30 л. 1 р. 90 к.
Приведены описание и технические данные оборудования, при-
меняемого при эксплуатации скважин фонтанным и механизиро-
ванными способами, а также оборудования и инструмента, ис-
пользуемого при освоении и ремонте скважин, выполнении работ
по интенсификации добычи нефти, поддержанию пластового дав-
ления, сбору и подготовке нефти, газа и воды, механизации тру-
доемких и тяжелых работ.
Для специалистов, занятых освоением скважин, добычей, сбо-
ром и подготовкой нефти и газа, поддержанием пластового дав-
ления.
Интересующие Вас книги Вы можете приобрести в местных
книжных магазинах, распространяющих научно-техническую ли-
тературу, или заказать через отдел «Книга—почтой» магазинов:
№ 17 — 199178, Ленинград, В. О., Средний проспект, 61;
№ 59 — 127412, Москва, Коровинское шоссе, 20
Издательство «Недра»