第五章1往复泵

5.1 概 述
泵是一种输送液体的机械它把原动机的机
械能或其它能源传递给液体借以增加液体能量。根据结构特征和作用不同泵可分为三个基本类型。分
类(1)容积式泵
(2)叶轮式泵(3)其它类型泵如射流泵(1)容积式泵依靠包容液体的密封工作空间容积周期性的变化把能量周期性地传递给液体
使液体的压力增加到将液体强行排出。
往复泵 螺杆泵(2)叶轮式泵 依靠旋转的叶轮对液体的动力作用把能量连续地传递给液体使液体的
速度能为主)和压力能的能量增加随后通过压出室将大部分速度能转换为压力能。如离心泵轴流泵和旋涡泵属于这一类。(3)其它类型泵如射流泵、水锤泵等。往复泵是一种典型的容积泵。它包容液体的密封工作空间容积由于活塞(或柱塞)的
往复运动而产生周期性变化从而把活塞(或柱塞)运动的机械能转变成为液体的压能。它在石油矿场上应用非常广泛。它常常用于高压下输送高粘度、大密度和高含砂量的液体而流量相对较小。在钻井过程中需要携带出井底的岩屑和供给井底动力钻具的动力这种用于向井底输送和循环钻井液的往复泵被称为钻井泵或泥浆泵。泥浆泵为了加固井壁向井底注入高压水泥的往复泵被
称为固井泵或水泥泵为了造成油层的人工裂缝提高原油产量和采收率用于向井内注入含有大量固体颗粒的液体或酸碱液体的往复泵称为压裂泵
固井泵 压裂泵在采油过程中用于在井内抽汲原油的往复泵称为抽油泵工作时动力机通过皮带传动轴齿轮等传动部件带
动主轴及固定于其上的曲柄
旋转。当曲柄从水平位臵自左向逆时针旋转时活塞向右边亦即泵的动力端移动
液缸内形成一定的真空度
吸入池中的液体在液面压力Pa的作用下推开吸入阀进入液缸内直到活塞移到
右死点位臵为止。这个过程
称作液缸的吸入过程。图11是卧式单缸单作用往复泵示意图。曲柄继续转动活
塞开始向左亦即泵的液
力端移动缸套内液体受到挤压压力升高吸入阀关闭直到缸内
压力升高到大于排出管线上的压力排出阀被推开液体经排出阀和排出管排出直到活塞移到左死点为止。这一过程称作液缸的排出过程。5.1.2往复泵的分类按照结构特点石油矿场用拄复泵大致
可按以下四方面分类
1.按缸数分: 有单缸泵、双缸泵、三缸
泵、四缸泵等。
2.按作用方式分: 有单作用式和双作用式两种。3.按液缸的布臵方案及其相互位臵分
有卧式泵、立式泵、V形泵、星形泵等。4.按活塞式样分 有活塞泵通常以泵的上述主要特点

来区分各种不同类型的泵如单缸单作用立式柱塞泵、
双缸双作用卧式活塞泵、三缸单作用柱塞泵等。5.1.3往复泵的基本参数反映泵基本工作性能的参数有1.泵的排量
泵的排量是指单位时间内泵通过管道所输送的液体量。排量通常以单位时间内的体积表示称作体积排量代表符号为Q单位为l/s 或m3s。2.泵的压力泵的压力通常指泵排出口处液体的压力代表符号为P单位为MPa。3.泵的功率和效率:
单位时间内动力机传到往复泵主轴上的能量称为泵的输入功率。以Np表示。而单位时间内液体通过泵后所获得的能量称为泵的有效功率或输出功率以N表示。
泵的功率单位一般为kw现场也习惯用马力
HP)来表示。
泵的总效率η泵
η泵N/Np4.泵速泵速是指单位时间内活塞或柱塞的往复次数
也称作泵的冲次以n表示单位为冲/min。5.2往复泵的排量
5.2.1往复泵的平均排量往复泵的排量与活塞面积F(m2)活塞冲程S(m)
以及冲程次数n(冲min)有关。
往复泵在单位时间内理论上应输送的液体体积
称作泵的理论平均排量Q理均。对于单缸单作用泵Q理均Fsn m3/min (11)
或Q理均Fsn /60 m3/s对于多缸单作用泵Q理均iFsn m3/min (12)
或Q理均iFsn /60 m3/s对于双作用往复泵活塞往复一次排出
的液体体积无杆腔FS有杆腔FfS所以活塞往复一次排出的液体体积为无杆
腔加有杆腔体积之和:FSFfS(2Ff)S设泵的缸数为i泵的转速为n转/分则i
缸双作用泵的理论平均排量i 2F f sn m /min
2F f
i sn m /s 1 3
f m
Q
Q3
理均
3
理均
2为  
 
或   
60
式中 活塞杆截面积 实际上往复泵工作时由于吸入阀和排
出阀不能及时开启或及时关闭泵阀、活塞和其它密封处可能有高压液体漏失泵缸中或液体中含有气体而降低吸入充满度等等都可能使泵的实际排量降低。若泵的实际排量为Q则有Q/Q理均α QαQ理均(14)式中α排量系数一般泵的α在0.850.95范围内对于吸入条件较好的大型泵α可能大一些有的可达0.97—0.99。5.2.2往复泵的排量曲线1.瞬时排量由于往复泵活塞速度是变化的故每个液
缸的排量也因之而变化。
设活塞的截面积为F活塞运动速度为u
则单缸泵在排出过程的理论瞬时排量为Q瞬Fu m3/s。图为曲柄滑块机构传动的往复泵运动简图它将泵主轴的等速旋转运动(角速度ω)转变为
活塞的往复直线运动。因为r/L≤0.2, sinφ≤1所以r/L2×sin2φ很小舍去。
于是得
22sin
L
r
1

LcosrX22sin(Lcos rrXLcosφrX因为活塞冲程
SrLXrLr×cosφLrr*cosφr1cosφ
即Sr1cosωt故: uS’r*sinωt*ωr*ω*sinωtau’r*ω*cosωt*ωr*ω2*cosωt
讨论φ0 cosφ1 X≈rL 右死点φπ/2 cosφ0 X≈L (∵r/L很小L与X轴
夹角很小∴X≈L)
φπ cosφ1 X≈rLLr 左死点φ2π/3 cosφ0 X≈Lφ2π cosφ1 X≈rL 右死点往复泵得瞬时排量因为微体积
ΔVF×ΔS 式中F活塞面积 ΔS微位移故
∵ 
所以Q瞬F×uF×rωsinωt
因为
所以S
F
t
V F
Q u
t
 
 
 瞬 0
lim




t
u
t
S30
60
2nn

 
2
S
r


Fsnsin
60
sin
30
n
2
S
F瞬Q所以单缸单作用泵的瞬时排量也是按近似正弦规律变化有


Fsnsin
60
sin
30
n
2
S
F瞬Q对于多缸泵其瞬时排量为每一液缸在同一
瞬时输送的液体量之和。Fsnsin ( 2 )
60
(F-f)snsin (0 1 9
60
Q
Q

   

   
  瞬
瞬
  对于单缸双作用泵其瞬时排量为2.往复泵的排量曲线
往复泵工作时各液缸或工作室)及泵的瞬时排量按一定规律变化如果以曲柄转角Φ为横坐标排量为纵坐标即可作出泵的瞬时排量和平均排量随曲柄转角变化的曲线称之为泵的排量曲线。图为双缸双作用往复泵的排量曲线。图17 三缸单作用
往复泵的排量曲线。5.2.3往复泵的排量不均度
任何类型的往复泵在曲柄转动一周的过程中其理论瞬时排量都是变化的该排量的波动将引起吸入和排出管线上流量和压力的波动而使管线振动。在往复泵的运行中人们希望泵的排量均匀工作平稳。故引入排量不均度δφ来衡量泵的排量变化不均匀程度
式中Qmax和Qmin分别为泵的瞬时排量极大值
和极小值。max minQ Q
(1 10)
Q理均
 显然对于不同类型的泵其排量不均度是不一样的它们皆可由排量曲线求得。对于单缸
单作用泵



Fsnsin
60
sin
30
n
2
S
F瞬Q对于单缸双作用泵其瞬时排量为Fsnsin ( 2 )
60
(F-f)snsin (0 1 9
60
Q
Q
   

   
  瞬
瞬
  max
min
max min
Fsn
2 60
2 0
Fsn
Q
60
Fsn 0
Q Q
60

Fsn
Q
60
Q
Q
 

  

  理均
理均
当

 时 
当 时 
而 


所以   单缸双作用泵minFsnsin Fsn
60 2 60
F f sn
60
Fsn
Fsn F
60
F f sn
F f sn F f
60
f 0.15 0.3 F
F F
1.7
F f F 0.15F
F F
1.85
F f F 0.3F
Q Q
Q

  

 

  

  
瞬max瞬
理均  0
2

  
2
2 2
一般  
所以    ≈
22 1.85
   ≈
22 1.7对于双缸双作用泵二曲柄互成90°角排量曲线
如图所示。由于双缸双作用泵二曲柄互成90°故瞬
时排量取决于以下三角函数之和2
2sin sin( ) sin cos
2
sin cos cos sin
sin 1 cos
sin cos cos sin cos 1 cos
   
   
 
        


则 ’ 
因为  
 ’    
2
2
2 2
2
2
cos 1 cos
cos 1 cos
cos 1 cos
2cos 1
1
cos
2
cos
°=
4
 
 
 





令   0
得  

即 

1 2
 
2 2
所以 45max
max
max
max
Q Fns sin sin
60 4 4 2
3
Q Fns sin sin
60 4 4
2 2
Q Fns
60 2 2
2
Q Fns
60   
  


     
    
   
min
min
minQ 0
Q F f ns sin
60 2
Q ns F f
60
F f F f
Q i ns ns
60 60

 
 

理均出现在 或  处
2
    
  
222
而  
2 f
Fns Fns
60 60 F
f
Fns
60 F
f
2 1 )
f
2(2 )
F
F


 




 1 
所以 
2
2 
 
双缸双作用钻井泵的f/F值一般在0.30.15范围内δφ则在0.330.48之间。对于三缸单作用泵曲柄互
成2π/3排量
曲线如图1-7所
示。
max
min5 1 2
Q Q Fns
6 6 3 60
1 2 4
3 3 3
Q Q Fnssin 0.866 Fns
60 3 60
3
1 2 Q Fns
60
1 0.866
60
0.141
3
Fns
60

   
     
  

理均
当    时  
5
当      时
3
   
由式 
 
所以  显然三缸单作用泵与双缸双作用泵相比三缸
单作用泵排量更均匀泵工作平稳。5.2.4往复泵的排量系数往复泵的实际工作过程与理论工作过程有一定的差异而使泵实际排量小于理论排量具体分析如下
1.吸入过程在排出终了和吸入开始的瞬间
排出阀由于滞后不能及时关闭余
隙容积(活塞在前

死点位臵时的工
作腔容积)中的液体压力仍等于排
出压力。因此当活塞向右移动时工作腔内的液体压力不可能骤降而是逐渐下降使排出阀关闭。泵
内压力低于吸入管线压力时吸入
阀开启液体才开始吸入所以泵的实际吸入行程要比理想的短。此外在吸入过程中存在着高压液体通
过已关闭的排出阀密封面向工作腔的泄漏
对于双作用泵还存在另一工作腔的高压
液体通过活塞密封面向低压侧的泄漏)
外界空气通过密封不严密处进入工作腔溶解在液体中的气体因压力降低而析出以及液体吸入时带进来的气体这些都占据
了一定的工作腔容积使实际吸入的液体小于行程容积造成容积损失。2.排出过程在排出开始瞬间吸入阀由于滞后也不能及时关闭以及液体在高压下的可压缩性
(特别是工作腔内含有气体则更为明显)使工作腔内的液体压力不可能骤增而是逐渐升高直至吸入阀关闭腔内压力大于排出管线压力后排出阀开启液体才开始排出。实际排出行程也要比理论行程短在排出过程中也存在高压液体通过吸入阀密封面以及活塞填料箱等密封处向低压侧的泄漏使
实际排出的液体量小于行程容积。综上所述导致实际排量小于理论排量
的主要原因是吸入和排出过程开始阶段的冲程损失压缩液体和气体等引起的冲程损失和各密封处的漏失损失。即一方面由于实际进泵液体小于理论排量另一方面由于进泵后获得能量的液体存在漏失。往复泵的实际排量与理论平均排量之
比α称为泵的排量系数。式中Q实际排量Qi转化流量即单位时间内从泵获得能量的液体量i
iQ
Q Q
Q Q Q  理均 理均 α充充满系数液缸中含有气体及阀门滞后关闭对排量的影响。
η容容积效率表征由于密封面的漏失对实际排量的影响。
故排量系数iQ
Q 充
理均iQ
Q 容i i
i iQ Q
Q Q Q
Q Q Q Q Q
    容 充
理均 理均 理均  5.3往复泵的压头、功率和效率5.3.1往复泵的有效压头液体的位臵水头压力水头和速度水头分别表示单位重量液体所具有的位能压能
及动能大小。它们之和是液体的总水头即
单位重量液体所具有的总能量以J/N表示。图示的泵和管线系
统由于泵对液体作功即把机械能传递给液体液体本身能量将增加
如以N表示重量单位,以N.M(即J)表示能量单位以H表示单位重量液体
由泵获得的能量则H的单位为(J/N)称作泵的有效压头或扬程。由图在断面I-I及IVIV处其能量平
衡方程式为
式中PaPk吸入池与排出池液面

上的压力MPau1u4吸入池与排出池液面上液体的流速
m炳
Z吸入池与排出池液面的高度差mZZ1H0Z2Σh—吸入管和排出管段内总的水头损失;
H泵的有效压头J/N。2 2
a
K
P
u P u
H Z h
2g 2gg g 
1 4      112泵的吸入阀和排出阀以及液缸内的水力损失全部属于泵内损失它影响泵的效率但不包括在管路损失之内。变换式(112)可得2 2
K a
4P P
u u
H Z h 1 13
2gg 1

     即泵的有效压头H等于排出池液面与吸入池液
面的总比能差加上吸入和排出管线中水头损失。
这就是说泵供给单位重量液体的能量是用在提高
液体的总比能和克服全部管线中的液体流动阻力两
个方面。一般地以u1≈0u4≈0且当PaPk时式(113)变为
HZ十∑h (114) 在这种情况下泵的有效压头就等于排
出池与吸入池液面高度差和管路中的水头损失。
在特殊情况下如钻井泵用于钻井时吸入池
与排出池也往往是公用的即Z0
所以HΣh (1-15)钻井泵供给钻井液的能量全部用于克服管路中和钻头喷嘴的阻力。以上各式都不能直接确定泵的有效压头实
际上现场多采用比较简便的办法直接确定泵的有效压头。如图18所示在泵入口处
(ⅡⅡ断面)安装真空
表在泵出口处(Ⅲ
Ⅲ断面)安装压力表。表压力绝对压力大气压力(绝对压力大气压力)
真空度大气压力绝对压力(绝对压力大气压力)以P表表示压力表指示的压力以P真表
示真空表指示的真空度则为P表P排Pa P真PaP吸2 2
0
2
1 0
2
1H H H
P
P u u
H H 1 16
2g
H H
P u
H Z H
2g
P u
H Z
2g
g g
g
g 


 
Ⅲ Ⅱ
吸
真
表 排
Ⅲ Ⅱ
排 排
Ⅲ
吸 吸
Ⅱ 

    
式中  分别为泵排出口处和吸入
口处液体的比能
 
 式中Ho泵排出口与泵吸入口处的高差即压力
表与真
空表的高度差m
u排泵排出口处的液体流速m/s
P排泵排出口处的液体压力MPau吸泵吸入口处的液体流速m/sP吸泵吸入口处的液体压力MFa。在一般往复泵中吸入泵与排出管直径一般相等或相近因此u排u吸或u排≈u吸
因此116式式中的动能项为零或数值很小可忽略不计故式(116)可变为0P
P
H H
g g 真
表  1172 2
0
P
P u u
H H 1 16
2gg g 吸
真
表 排
    在实际计算中由于泵的排出压力(表压力)一般较高达几十个M

Pa而真空
度P真和高差H0相对较小可以略去不计。因此现场通常用表压力代表泵的有效压头即P
H
g表≈钻井泵压与压力降的关系为
PP管P头 118
管路压力由地面管汇(包括立管水龙头和方钻
构、钻杆柱(包括接头)、钻铤、钻铤和钻杆柱外环空
间等一部分压力降组成即
P管P汇P杆P铤P环铤P环杆(119)
每一部分水头损失主要取决于泥浆的性能及其在
管道中的流型流速和管长等因素管路尺寸愈长
井愈深水头损失愈大。在管路尺寸一定的条件下
管路水头损失与流量平方成正比即
P管BQ2。利用从钻头喷嘴喷出的强大钻井液射流充分
清洗井底避免钻头对岩屑的重复破碎从而达到提高进尺提高钻速降低成本的钻井方法叫喷射式钻井。喷射钻井仍以钻头对岩石的机械破碎为主射流对岩石的水力破碎为辅喷射钻井是90年代钻井技术发展的重大成就之一是最优化钻井技术的重要组成部分。钻井液从钻头水眼中喷射出的速度一般在100150米/秒不低于80
米/秒。泵压一般在15MPa以上甚至高达35MPa。排量适当使环形空间钻井液返回速度为0.50.6米/秒。泵功率为8001600马力。喷嘴尺寸一
般为3×φ10、3×φ9.5和3×φ8.75(mm)。国外和我国的实践都证明喷射式钻井可
大幅度提高钻头进尺与机械钻速。在软地层钻头进尺可提高50100%机械钻速可提高1530%在硬地层进尺可提高13 28%钻速可提高14 21%。美国一只喷射式金刚石刮刀钻头进尺高达2572.5m我国胜利油田某井队曾创造了单只喷射式金刚石刮刀钻头进尺2858.56米的记录。
钻头水眼处流出的喷射流可以用喷射速
度、冲击力和水功率三个参数来表征。由此可
形成三种工作方式即最大喷射速度、最大冲
击力、最大钻头水功率。90年代后期提出经济水功率的工作方式
提倡根据井底清洁的实际需要来确定钻头的水功率值而不是单纯追求射流的某项水力参数达到最大值以便更经济合理地利用地面泵的水功率。我国较多采用最大钻头水功率工作方
式。
最大钻头水功率的观点认为破碎岩石
冲洗井底需要一定的能量。单位时间内射流所
含能量越大钻进速度越快。因此主张在地
面泵提供一定的水功率的条件下要把其中尽
可能多的部分分配在钻头上。设地面泵提供的水功率为N泵泵出口压力为p泵。钻头水眼接受的水功率为N头喷嘴处压力降为p头。
可以证明max
max2
N N
3
2
P P
3泵
头
泵
头
或 就是说在拟定循环系统参数及钻进

过程中选择技术参数时应使钻头获得的水功率尽可能
为泵水功率的三分之二此即最大水功率工作方
式。在目前的喷射钻井中当钻头的直径为
150250mm时P头7.515MPa (120) 对于中深井、深井和大尺寸钻具由于P
管不太大可取P3P管(P头2 P管)使钻
头获得最大水力功率
对于超深井和小尺寸钻具由于P管很大可取P2P管满足最大冲击力原则。5.3.2往复泵的功率
设泵的有效压头为H重量排量QG则单位时间
秒内液体由泵所获得的总能量即泵在单位时间
内所输出的功为:
NQGH 121而QGQρg 122PHρg 123
故式(121)又可以写为
NPQ×103 kw 式中H-泵的有效压头; P液体的压力PaQG-重量排量; ρ输送液体的密度kgm3
Q泵的实际平均排量m3s
N泵的输出功率kw。N为泵的实际工作效果因此称为泵的有效功
率又称作泵的水力功率或输出功率。显然泵之所以能将能量传给液体是由于外界机械能输入的结果。假定发动机(柴油机、电
动机等)输送到泵主轴(或称传动轴)上的功率为N
主或Np一般称为泵的主轴功率或泵的输入功
率)由于泵内存在各种能量损失所以NP>N
η泵称为泵的总效率P
3
PN
N
N PQ 10
N
 泵

泵 泵 125
  126钻井泵一般通过离合器及链条皮带传动或变矩器
与柴油机(或电动机)相联。因此动力机组应为泵组
所能配备的功率为:
式中K-为动力储备系数柴油机直接驱动K1.1直流电动机或柴油机液力变矩器驱动K1η传从动力机到泵组的传动效率。
显然用柴油机驱动钻井泵应以其持续功率来计算。P
PN
N
KN
K N KN
N
    泵
发泵
泵 泵
传 传 传 125
   1275.3.3往复泵的效率
往复泵工作过程中的功率损失如图19所示包括以下几个方面1.机械损失ΔN机它是克服泵内齿轮传动、轴承、活塞、盘
根和十字头等机械摩擦所消耗的能量。泵输入功率NP减去这部分损失后所剩下功率称为泵的转化功率即单位时间内由机械能转化为液体能量的那一部分功率以Ni表示。
NiNPΔN机2.水力损失ΔN水考虑流体在泵内流动时消耗在沿程和局
部(包括阀在内)阻力上的泵内损失为有效压头和转化压头之比称为水力效率以η水表示
式中H为泵内各项水力损失之和。iH H
H H h
水  130
3.容积损失ΔN漏泵实际排量小于泵的理论排量其中由于液缸

内存在少量气体或阀门迟关造成液体回流减少了吸入液量而使泵的转化流量小于理论平均排量这并不引起能量损失获得能量的液体的损失即漏失量QiQ  ΔQ漏才引起能量的损失。实际排量Q与
接受能量的转化流量Qi之比称为容积效率以η容
表示Qi转化流量即单位时间内获得能量的液体流量m3/s。
Q泵的实际平均排量m3siQ Q
Q Q Q
容
漏  131
所以η泵η容η水η机泵的总效率可由试验测出一般情
况下η泵0.750.90。5.4 往复泵的吸入、排出过程和空气包
5.4.1往复泵的正常吸入条件往复泵所以能从吸入池中吸入液体是由于活塞在液缸内运动使缸内压力低于吸入池液面上的压力在压力差的作用下液体流进液缸。吸入池断面为11断面由于液池很大吸入过程中液面的变化速度可视为零即比动能为零断面上的
压力为大气压力Pa即比压能为Pa
ρg。如果吸入池是封闭罐或用离心泵向往复泵内灌注液体则Pa应为封闭液灌内液面压力或灌注泵出口
压力。在断面11处液体的总比能为
在活塞断面22处液体与活塞一起运动
比动能为u2ρg比位能是Z0
Z0Z1十Z2Z1为液面到吸入法兰的高差Z2为吸入法兰到泵的液缸中心的高差。aP
E
g
ⅠⅠ设液缸内的绝对压力为P吸:2
2 2 0
2 2
2
a
0P
u
E Z
2g
E E h h K K
P
P
u
Z h h K K
2g
g
g g

 吸

11
阻 阻
惯 惯
吸
阻 阻
惯 惯  
      133
即        134aP
E
gⅠⅠ式中
h阻液体从吸入池表面流动到活塞端面过程中
流道中的阻力损失水头h 惯惯性水头单位重量液体由于惯性所消耗或得到的能量式中f吸l吸分别为吸入管线横截面积和长度
a活塞运动加速度
F液缸横截面积。
K阻吸入阀中的阻力损失水头
K惯克服阀盘惯性消耗的水头。Fl rFl
h cos
gf gf
 2
吸 吸
惯
吸 吸 往复泵在工作过程中为了把液体吸入液缸应使液缸内的吸入压力小于吸入池液面压力即P吸Pa。但缸内的吸入压力也不能无限制地降
低。因为当P吸小于或等于液体在该温度下的汽化压力Pt时部分液体就会在缸内开始汽化其结果将使泵的充满系数降低甚至产生气蚀现象。严重的气蚀将导致水击使泵不能正常工作甚至损坏泵的零部件。为了避免上述情况的发生应使液缸内的最小吸入压力P吸min始终大于液体的汽化压力。液体的汽化压力和温度有关温度不同汽化压力也不同。表1

1中给出了
几种液体在不同温度下在汽化压力。因此由式(134)保证往复泵正常吸入的条件为 2
a t
0 max
2
a t
max
maxP
P P
u
Z h h K K 1
2g
P P
u
h h K K 1
2g
g g g
g
  
吸
阻 阻
惯 惯
0
阻 阻
惯 惯        ≥ 35
由此得到往复泵的允许安装高度为

Z≤       36为保证液缸内的液体不发生汽化往复
泵的实际安装高度Z应小于允许安装高度[Z0]
即
Z[Z0]为了改善往复泵的吸入性能特别是提高泵
的自吸能力一般可采取的措施有
1)减小h阻的具体措施有缩短吸入管线长度
适当增大管径尽量少采用弯头和阀门等。
2)安装吸入空气包以降低吸入管中液体的惯
性水头。
3)降低泵安装高度或提高吸入池液面高度采用罐吸或离心泵灌注。4)对冲次较高的往复泵采用有效过流面积
较大的通孔阀以减小K阻和K惯。5)降低冲次以减少h惯、K惯。5.4.2往复泵排出过程中液缸内的压力变化规律往复泵排除过程中活塞挤压缸内液体使
压力提高以克服液体在排出流道中的流动阻力和惯性力以及排出阀的阻力和惯性力增加液体位能并使液体具有一定的流动速度。与吸入过程类似由图111所示泵排出
过程示意图可以得到排出过程的能量平衡方程式
式中P排排出过程中液缸内的压力Pk排出管出口处液体压力
Uk排出管出口处液体流速
ZK排出管出口处到液缸中心高差
H阻、h惯排出流道中液体流动阻力损失和惯
性水头K阻、K惯排出阀中液流的阻力损失
和惯性水头。22
K K
KP
P u
u
Z h h K K 1
2g 2gg g
 排
阻 阻
惯 惯        37由图可以看出由于活塞运动速度不稳定而引起排出
流道中液流不稳定造成液缸内压力变化很大。各种影响因素中惯性水头的影响是最大的因为h惯与排出管线长度成正比故当泵
速较高时h惯可达到相当大的数值。这样在排出过程刚开始时缸内压头P排ρg很大使泵的零件受到很大的载荷而在排出终了时由于h惯达到最大负值有可能使P排ρg变为负值或小于汽化压头Ptρg导致液体与活塞脱离或发生汽化。此外排出压力的波动使泵和动力机
负载不均匀工作条件恶化。尤其当排出压
力变化频率与排出管线自振频率相同或成整
数倍时将引起共振使其无法正常工作。
因此一般的往复泵(特别是钻井泵)都配有
排出空气包以便尽可能降低或消除排出管
线中流动液体的惯性水头减小排出压力的

波动(如图112中的虚线所示)。5.4.3空气包往复泵工作过程中由于结构和工作特点必然产生流量和压力的波动除了使泵的
效率降低吸入性能恶化泵和管线使用寿命缩短外还将降低往复泵的使用效果例如在钻井过程中由于钻井液的排量和压力波动将降低泥浆携带岩屑的能力甚至导致井壁坍塌和漏失。因此为了改善往复泵的工作条件尽可能减少由于排量和压力波动对往复泵工作的影响必须将压力波动降低
到容许范围内。目前常用的办法是在泵的吸入口和排出口处配臵空气包。空气包应尽可能安装在靠近泵的液缸处装在吸入口附近的称为吸入空气包
装在排出口附近的称为排出空气包。1.空气包的工作原理吸入空气包和排出空气包都是一个内部充以一定压
力的氮气或空气的密闭容器
其基本功能是利用气体的可
压缩性随着吸入压力或排
除压力的变化自动的向泵
或排出管线供给液体或者储存一部分来自吸入管线或泵的液体使吸入总管内或
排除总管内液流均匀惯性
力减小从而降低压力波动。但是自吸入空气包至泵缸或自泵缸至排出空气包的支管内
其液流仍随着活塞的运动规律而变化空气包对这一段管线不
起调节作用。图1-13表示一个单作用液缸的吸入冲程中吸入空气包的三个主要工作阶段。当吸入冲程开始时活塞的加速度使液缸内
的压力P吸迅速降低在压力差作用下吸入阀打开吸入管中
液体加速。这时如果没有吸入空气包则自活塞端部到吸入液罐一段长距离(L1L2)管段内的液
体会突然被加速产生阻碍液体流动的惯性水头很大使泵缸内压力急剧下降甚至会引起断流和汽化。而在泵吸入口装吸入空气包时吸入开始阶段空气包内的液体在气体压力力气的作用下经过吸入支管进入液缸(图1-33a)这时只有从活塞端面至空气包这一段短距离(L1)管子内的液体被突然加速产生阻碍液体流动的惯性水头很小保证液缸内压力不会下降过大。随着活塞继续运动空气包仍向液缸供液。由于空气包内液体量不断减少而从吸入液罐直接进入泵缸中
的液体体积逐渐增多。
当吸入空气包内气体压力低于吸入液罐中液体压力
时空气包就停止向液缸供液。这时由于活塞处于吸入冲程的后半段作减速运动惯性力推着液体向前运动所
以吸入液罐的液体很流畅地进入液缸而多余的液体则进入空气包,吸入空气包内的液体量增多压缩空气压力升高又回到刚开始吸入时的状态 。在下一个吸入冲程开始时
空气包又重复上述过程。图114表明对于同一台

三缸单作用钻井泵在其
它条件相同时安
装吸入空气包可
以使吸入总管中的
压力波动幅值降低8
倍左右。排出空气包的作用原理和工作过程与吸入空气包类
似。在排出过程开始阶段活塞加速泵排量增大大于平均排量部分进入空气包使排出总管中的液体不至于被加速。而到排出末尾活塞减速泵排量减小空气包内液体自动补充到排出管中使排出总管内液体流速平稳。
从而减小了排出总管内的惯性水头使排出总管内的压力波动幅值降低。钻井泵的排出管线很长如果不装排出空气包其中
的惯性水头将是很大的一台双缸双作用泵的实测压力曲
线表明不装空气包时排出压力在5.211.7MPa范围
内跳动。
而安装空气包后排出压力则在9.0-10.2MPa范围内
变化。被动幅值减小约82。2.空气包的结构早期采用的空气包是厚壁圆筒形有的则是用套管制造的工作前其充满常压空气。这种常压式空气包体
积大效果有限且液体与气体直接接触高压下易溶
于液体而被带走。连续工作时气体逐渐减小甚至失
去作用。现在的钻井泵普遍采用隔膜式预压空气包
其内预先充以4.07.0MPa
压力的惰性气体。由于气体氮或空气)具有一定的压力进入空气包的液体可以减少
在同样的工作效能下空气包
的容量可以减小。常见的预压式排出空气包有球形空气包双球形空气包,多筒式
预压空气包.双球形空气包。
特点是在隔膜上部的
充气室内加入一定量的洁净液体起减震、散热和防止漏气的作
用。多筒式预压空气包每个空气包内装有带孔的衬管橡胶囊套在衬管外
气体充入壳体与橡胶囊之间泥浆通过衬管上的孔与橡胶囊接触。球形空气包是目前
应用较为广泛的一种预压式空气包。图115是其中的一种结构它内部的橡胶囊随排出压力的变化而上下运动以储存或给出液体。图中实线为常
压下橡胶囊的平衡状
态虚线为预压下的
平衡状态。在排出空气包的使用中合理地确定气囊中末工作时的预压力P0十分重要。由于预
压力与空气包的体积V0成反比P0越大空气包体积可以越小。对同一空气包而言P0越大均压效果越显著。预压力可按下式确定。式中
P排出管线上平均工作压力V在平均工作压力P下空气包内气体体积
V0在预压力P0下空气包内气体体积。0PV
P
V0 138以钻井泵为例假定某钻井泵开钻时最小
泵压为Pmin3MPa完钻前最大泵压Pmax20MPa。为使空气包开钻时就起作用P0应小于Pmin。但P0也不应过小P0过小空气包体积就要增

大否则在高压下由于气体体积过小空气包不起作用。根据目前钻井泵压力变化范围及使用经验P0应在以下范围内确定:20Pmax≤P0≤80Pmin因此在最大最小泵压为上述数值的情况下应选空气包的预压力为P044.8MPa。吸入空气包也有常压和预压式的区别预压
式吸入空气包目前应用较多。
图116是装在吸入歧管端部的一种剖分式
预压吸入空气包由胶皮隔膜、端盖等组成一个封闭空间其内充
以一定压力的气体歧管中液体经由孔板直接与隔膜
的另一面接触当歧管中液体压力变化时隔膜内的
气体受到压缩或膨胀从而起到储存或排出液体的作用。