Насосный узел: Смесительные и прямые насосные узлы. Как они работают и как собрать самому.

Содержание

Смесительные и прямые насосные узлы. Как они работают и как собрать самому.

Это действительно, очень полезное оборудование.

Оно многократно облегчает и ускоряет монтаж котельной любой сложности.
Поможет не допустить ошибок.
Особенно полезно новичкам, не желающим переплачивать и нанимать сторонних исполнителей.
Делает котельную понятнее, нагляднее, аккуратнее и даже красивее.

Как применять в котельной насосные узлы.

Допустим, нам нужно сделать так, чтобы котельная в которой есть два котла корректно работала на радиаторную систему, на водяной тёплый пол и на бойлер косвенного нагрева.
Во-первых, нам нужен насосный коллектор, совмёщенный с гидравлическим разделителем.
Внутри него есть каналы для теплоносителя. По ним он отправляется в системы, а из них, снова возвращается к котлу.
Об гидравлических разделителях и насосных коллекторах у меня уже были уроки, и ссылки на них я дал под видео.

Кому интересно – пересмотрите.
А сегодня речь о насосных узлах. Вот они все.
В них есть насосы, которые обеспечивают циркуляцию теплоносителя.
Начнём с прямого насосного узла.

Как устроен и как работает прямой насосный узел.

Он применяется для радиаторных систем, бойлеров косвенного нагрева и грелок системы вентиляции.
Он прост как две копейки.
В принципе это основание и насос.
Прелесть в том, что Вы просто подсоединяете его к насосному коллектору.
Для этого на нём уже есть.

Как это работает, объяснять долго нечего.

Насос забирает горячий теплоноситель из подающей части коллектора, гонит её в радиаторную систему, или в змеевик бойлера.
Там теплоноситель охлаждается и возвращается через наш насосный узел в насосный коллектор, а оттуда в котлы, нагревается, возвращается и цикл повторяется.
Можно и наоборот.
Насос забирает охлаждённый теплоноситель из радиаторной системы, или из змеевика бойлера. А из подающей части коллектора горячий теплоноситель устремляется к радиаторам, или в бойлер.

Ничего от этого не изменится. Ставьте как удобно.
Теперь конструкция.

Есть основание.
В него вкручены накидные гайки насоса и ими герметично, через их стандартные прокладки крепится сам насос.
На основании есть внутренние резьбы, в которые вкручены сгоны шаровых кранов.
Сами же краны нужно накрутить на патрубки насосного коллектора.
Набросили накидные гайки на краны, затянули. Всё, узел прикреплён к насосному коллектору.
С завода изделие приходит в сборе. В том числе с термометрами.
Если вам нужно, то насосный узел можно развернуть и другой стороной.
На обратной стороне тоже есть резьбовые отверстия для термометров. В них вкручены заглушки. При надобности просто поменяйте термометры и заглушки местами.
Насосный узел не дёшев, но можно на заводе заказать отдельно основание,
и уже самому поставить нужный насос, краны, термометры и заглушки. Возможно, вам это обойдётся заметно дешевле.

Как подсоединить насосный коллектор к трассе.

Обычно редко когда нам для домашних систем отопления нужны такие широкие протоки, поэтому, для удешевления применяемых фитингов я рекомендую перейти на резьбу в ¾ использовав переходник с дюйма на ¾.
В нашем случае у нас несколько контуров, а значит и насосных узлов.
Чтобы все они корректно работали и не влияли друг на друга, нам нужен обратный
клапан.
Рекомендую поставить его на подачу.
На корпусе есть стрелка направления потока.
Не перепутайте.
Из систем в насос и котлы может попасть мусор. Защитите их. Поставьте на обратке косой сетчатый фильтр.
Ну и чтобы подсоединиться к трассе радиаторной системы или бойлера вкрутим переходные муфты с резьбы на металлопласт или полипропилен.
Чем Вам удобнее пользоваться.

Чтобы правильно подобрать насосы и диаметры труб трасс используйте мои таблицы, которые я привожу в своих курсах.

С бойлером и радиаторами ясно.
Теперь тёплый пол.

Смесительный насосный узел для тёплого пола.

Смесительный насосный узел для тёплого пола похож но прямой, только что рассмотренный нами.

Но есть существенное отличие.
Есть смесительный кран. Для чего?
В систему водяного тёплого пола нельзя подавать теплоноситель высокой котловой температуры.
Такой тёплый пол будет обжигать вам ноги.
Нужно понизить температуру горячего котлового теплоносителя. Но как?
Оказывается очень просто. Нужно к нему подмешать охлаждённый теплоноситель, возвращающийся из веток тёплого пола.
Вот для этого и включён трёхходовой смесительный кран в насосно-смесительный узел тёплого пола.
Как это работает.

Горячий теплоноситель из подающей части насосного коллектора через трёхходовой смесительный кран всасывается в циркуляционный насос.
После него он уходит в систему тёплого пола там отдаёт своё тепло цементной стяжке пола и возвращается в наш насосный узел, а из него снова в коллектор.
Но не весь.
Часть этого охлаждённого теплоносителя подсасывается насосом в смесительный кран, где смешивается с горячим котловым теплоносителем.

За счёт этого теплоноситель нужной температуры и подаётся в ветки тёплого пола.
Вам понятно, что к насосному коллектору узел тёплого пола подсоединяется как и прямой, что для радиаторов. Шаровыми кранами со сгоном.

К трассе, ведущей к коллектору тёплого пола, подсоединяется тоже так же.
Не забудьте про обратный клапан и фильтр.
Этот насосный узел тоже можно поворачивать.
Отверстия под термометры с обеих сторон.

Но обратите внимание, очень важно.
Насосный узел для тёплого пола со смесителем обязательно подсоединяйте именно так:
Трёхходовой смесительный клапан должен стоять на подающей стороне насосного коллектора, а за ним насос так, чтобы забирать теплоноситель из смесительного крана и подавать в систему тёплого пола.

По-другому работать не будет.
Ну и обратный клапан должен быть направлен стрелкой по потоку.

Насосный смесительный узел тоже не дешевая вещь. Можно заказать на заводе только основание а остальное купить и потом собрать самому.
Для этого нужен подходящего напора насос с накидными гайками.
В обеих случаях нужны насосы стандартной длины 180 мм.
Нужна пара дюймовых шаровых кранов со сгоном,
термометры Ваттс на полдюйма две штуки
и пара полудюймовых заглушек.
Ну и конечно, подходящий трёхходовой смесительный кран.
Полное обозначение я привёл на странице описания смесительных узлов.
Кстати, с той же страницы можно заказать смесительный

Теперь Вам понятно, как собирается эта очень важная часть котельной.

Но остаются не менее важные вопросы:

Как обвязать сами котлы. Напольный, настенный. Или два и даже три в различных сочетаниях.
Как правильно подобрать насосы для этих насосных групп, чтобы системы отопления работали хорошо и надёжно.
Как подобрать диаметры труб для трасс радиаторной системы и тёплого пола.
Как выбрать, или собрать самому коллекторы для теплого пола и для лучевой разводки радиаторов.

Чтобы Вы легко разодрались и самостоятельно смонтировали отопление в своём доме, я написал специальные курсы.
И по котельным, и по радиаторам и по тёплым полам.
Там заботливо и доходчиво всё изложил. Пользуйтесь. Кому будет что-то неясно – объясняю лично и бесплатно.

До встречи и до новых полезных уроков для Вас.
Сергей Волков.

Насосно смесительный узел для теплого пола

Насосно-смесительные узлы для коллекторных групп

Насосно смесительный узел для теплого пола

Насосно-смесительная группа предназначена для создания низко- температурных систем отопления (типа «теплый пол»). Монтируется на коллекторной группе низкотемпературного контура, подключается к высокотемпературному контуру системы отопления.

Сортировка: Без сортировкиПопулярныеНовинкиСначала дешевлеСначала дорожеПо размеру скидкиВысокий рейтингНазванию, по возрастаниюНазванию, по убыванию

Всего найдено: 29

Насосно-смесительный узел с насосом STOUT SDG-0120-004001

Насосно-смесительный узел STOUT SDG-0120-004000

Насосно-смесительный узел с насосом STOUT SDG-0020-004001

Насосно-смесительный узел STOUT SDG-0020-004000

Насосно-смесительный узел с насосом STOUT SDG-0020-001002

Насосно-смесительный узел с насосом STOUT SDG-0020-002002

Смесительный узел для теплого пола Watts ISOTHERM с насосом Wilo RS 25/6-3

Узел насосно-смесительный (без насоса) Remix

Узел насосно-смесительный (с насосом) AFRISO

Узел насосно-смесительный (без насоса) UFH Mixing Controller

Насосная группа для коллекторов HANSA MIX-M1-6

Насосно-смесительная группа c насосом ICMA М056

Узел насосно-смесительный Oventrop Regufloor H

Смесительный узел для теплого пола

Существуте две насосные группы – со смесителем и без него. Насосные группы без смесителя называются прямыми насосными группами, а со смесителем – насосно-смесительными.

Насосные группы применяются для подачи и забора теплоносителя в контуре отопления, и в контурах бойлера горячего водоснабжения и в теплообменниках системы воздушного отопления.
Применение насосно-смесительной группы требуется в системах теплого пола. Это связано с повышенными требованиями к температурному режиму теплых полов. Температура теплоносителя в котловом контуре может достигать девяноста градусов по Цельсию. Для теплых полов рабочей считается температура не выше сорока градусов. Чтобы обеспечить такой режим и применяют подобную насосную группу. Она обеспечивает порционную подачу горячего теплоносителя в контур теплого пола, тем самым поддерживая требуемую температуру на более низком уровне, чем в котле

Смесительный узел нужен для создания в системе отопления здания циркуляционного контура с пониженной до настроечного значения температурой теплоносителя. Группа позволяет поддерживать температуру и расход теплоносителя на заданном пользователем уровне, и также обеспечивает гидравлическую балансировку высокотемпературного и низкотемпературного контуров.

Купить насосно смесительный узел для теплого пола в компании Teplodoma-msk

Узел насосный инжекционный «УНи-2ф-(40)» для систем гравитационного типа | Теплосим.ру

Описание про Узел насосный инжекционный «УНи-2ф-(40)» для систем гравитационного типа

Предназначен для улучшения циркуляции теплоносителя в системах гравитационного типа.
Создание равномерной температуры на всех участках трубопровода.
Устанавливается в любом доступном месте отопительной системы. Разнообразие моделей позволит наиболее компактно разместить весь узел.
Изделие является не обслуживаемым ― значит открывать и закрывать не требуется.
При включении насоса теплоноситель течет через циркуляционный насос, а при отсутствии электроэнергии или же поломке насоса ― узел свободно пропускает через себя теплоноситель, тем самым предотвращая закипание котла, АОГВ и т. д.
Установка циркуляционного насоса на систему отопления методом «байпас» позволяет экономить расходы на газ до 20%.

Теги: Узел, Инжектор, Оснастка и расходники для насосов, Насосы, Трубопроводы, Сантехника, УлСантехника, Ульяновск

Характеристики про Узел насосный инжекционный «УНи-2ф-(40)» для систем гравитационного типа


Группа товаров	Узел
Серия	Инжектор

Бренд Артикул: s31870

Узел насосный инжекционный «УНи-2ф-(40)» для систем гравитационного типа продается в магазине Теплосим. ру (Ульяновск) всего за 2 494.35 р.

Для Вашего удобства работает собственная служба доставки по городу и области.

Также возможна отправка в Ваш город транспортными компаниями.

Подробные условия доставки уточняйте у менеджеров по тел.+7-927-270-55-26 или воспользуйтесь информацией о доставке.

Если данный товар отсутствует на складе, Вы можете оформить предзаказ.

Узел насосный инжекционный «УНи-2ф-(40)» для систем гравитационного типа, а также другие товары производителя есть в продаже в нашем интернет-магазине Теплосим.ру.

Насосно-смесительный узел для систем отопления TIM JH 1036

Насосно-смесительный узел TIM JH-1036 предназначен для создания низкотемпературных систем отопления (типа «теплый пол»). Монтируется на коллекторной группе низкотемпературного контура, подключается к высокотемпературному контуру системы отопления.

Насосно-смесительный узел TIM JH-1036 универсален и может подключаться, как справа, так и слева к любому коллектору, как подачей вверх, так и вниз.

Технические характеристики TIM JH-1036

Для автономной циркуляции теплого водяного пола
Диаметр присоединения — 1″
Диаметр присоединения насоса — 1 1/2″
Монтажная длина насоса — 130-180 мм
Максимальное рабочее давление — 10 бар
Минимальное давление перед насосом — 1 бар
Максимальная пропускная способность Kvs при Δр=1 бар — 4,8 м3/час
Максимальная теплоотдача (при ΔТ=10°С и скорости теплоносителя 1 м/с) — 12,5 кВт
Диапазон настройки температуры — от 20 до 60 °С
Производитель — TIM

Устройство и принцип работы TIM JH-1036

1. Кронштейн для крепления

2. Смесительный клапан с резьбой М30х1,5 для установки термоголовки с погружным датчиком

3. Байпасный клапан

4. Гнездо для погружного температурного датчика на линии подачи

5. Контрольный термометр от 0 до 80 °С

6. Автоматический воздухоотводчик

7. Термостатическая головка с погружным датчиком (температура от 20 до 60 °С).

8. Обратный клапан, встроенный в патрубок.

Комплектация TIM JH-1036

нижний гидравлический блок, включающий смесительный клапан с байпасным и обратным клапаном;
верхний гидравлический блок, включающий автоматический клапан для удаления воздуха 1/2” и контрольный термометр от 0 до 80°C;
крепежная скоба для смесительного узла;
термостатическая головка с погружным температурным датчиком.

Установки штанговые насосные — PetroWiki

Многие устройства подключаются к скважинному штанговому оборудованию через полированный шток на поверхности, сообщающий возвратно-поступательное движение штанговой колонне и насосу. В истории штанговых насосов проверенной технологией стала автономная поверхностная насосная установка. Многие типы насосных агрегатов имеются в продаже. Наиболее распространенные из них имеют подвижную балку в качестве горизонтального несущего элемента и сампсонову стойку, поддерживающую балку вертикально. Эти термины и конфигурации были адаптированы из буровых установок с канатным инструментом, используемых для бурения первых нефтяных скважин, и преобразованы в обычные насосные установки.

API стандартизировал конструкцию, терминологию и многие компоненты, используемые для насосных агрегатов, в API Spec. 11Е . ^[1] ISO приняла использование этого стандарта в качестве основы для ускоренной публикации стандарта ISO Standard 10431 . ^[2] В настоящее время это сопоставимые стандарты, охватывающие два основных компонента, составляющих насосную установку: редуктор и конструкцию.Они стандартизированы отдельно, потому что производитель редуктора может быть отделен от производителя конструкции, который будет нести ответственность за сборку.

Условное обозначение

Насосный агрегат получается при объединении зубчатого редуктора и конструкции. Эти агрегаты имеют рейтинг размера, который описывает производительность агрегата с номиналом редуктора, максимальной грузоподъемностью конструкции и максимальной длиной хода. Номер редуктора — это максимальный номинальный крутящий момент в фунт-силах на дюйм.разделить на 1000. Номер конструкции представляет собой максимальную нормальную нагрузку на балку в фунтах-силах, деленную на 100, а максимальная длина хода указана в дюймах. Это приводит к трехзначному описанию через дефис, которое находится в диапазоне от 6,4-21-24 до 3648-470-300 для 77 возможных стандартизированных единиц. Они описывают самую маленькую единицу с 6400 фунт-сила-дюйм. редуктор, грузоподъемность конструкции 2100 фунтов и 24 дюйма. удар до самого большого блока с 3 648 000 фунтов силы на дюйм. редуктор, конструкция на 47 000 фунтов силы и 300 дюймов. Инсульт. Однако не все эти типоразмеры доступны у всех производителей во всех возможных структурных геометриях.

Имеющиеся в продаже агрегаты дополнительно описываются путем добавления типа конструкции или геометрии и, возможно, типа зубчатого редуктора [одинарного (без буквы) или двойного (D)]. Обычно,

B для обычного блока с балансировкой луча
C для обычного кривошипно-сбалансированного блока
A для блока с воздушной балансировкой
M для устройства Mark II ^TM

RM предназначен для агрегата Reverse Mark ^TM (ранее назывался TorqMaster).

редуктор с двойным редуктором, конструкция на 30 500 фунтов силы и максимальная длина хода 168 дюймов будут C456D-305-168.

Следует связаться с производителями, чтобы узнать об их нормальной доступности, специальных конструкциях, размерах и типах продаваемых ими устройств. Однако в таблице 1 показаны минимальные и максимальные диапазоны размеров, имеющиеся в продаже у крупного производителя в США. ^[3]

Редуктор

В настоящее время в спецификацию API включено 18 типоразмеров редукторов.11Е . ^[1] Диапазон размеров: от 6,4 до 3 648 или от 6 400 до 3 648 000 фунтов силы на дюйм. емкость. Когда эти зубчатые редукторы помещаются в рабочий корпус и крепятся к конструкции насосного агрегата, такое оборудование обычно называют редуктором. В насосных агрегатах обычно используется одно- или двухступенчатый редуктор с уменьшением скорости приблизительно 30:1 от первичного двигателя до скорости откачки. Стандарты также включают цепные редукторы, в которых используются звездочки и цепи для передачи скорости первичного двигателя через конструкцию колонне штанг. Они доступны в виде одно-, двух- и трехступенчатых приводов. Хотя это все еще возможная конструкция редуктора, их мощность ограничена, и они обычно не используются.

Рейтинг шестерен по скорости и сроку службы

Штанговые насосные установки могут работать в диапазоне скоростей откачки. Было признано, что существует потребность в номинальной скорости откачки для оценки различных зубчатых редукторов. Первоначально в промышленности была принята номинальная скорость 20 звеньев в минуту. Это предполагало, что ход агрегата вверх и вниз составляет один полный цикл хода.

Как API Спец. 11E был пересмотрен с течением времени, номинальная скорость для редукторов размера 456 и больше была снижена, поскольку было нецелесообразно ожидать, что большие редукторы будут работать со скоростью 20 ходов в минуту с большей длиной хода и конструкциями большего размера. На самом деле промышленные установки с такими же редукторами могут работать со скоростью от 580 до 1750 об/мин. Стандарт Американской ассоциации производителей зубчатых колес (AGMA) 422.03, ^[4], который является основой спецификации API .11E , ограничивает скорость редуктора либо скоростью продольной линии любой ступени до 5000 фут/мин, либо скоростью любого вала до менее 3600 об/мин.

Следует отметить, что ни один из отраслевых стандартов API, ISO или AGMA ^[5] не касается требуемого срока службы редуктора; однако действующее практическое правило — ожидаемый срок службы от 20 до 25 лет. Это предполагает, что коробка передач не подвергалась перегрузке или неправильному использованию и обслуживалась должным образом. Один производитель насосных агрегатов разработал график (показан на рис.2 ), иллюстрирующий влияние на срок службы редуктора перегрузки мощности редуктора (на основе личного общения с К. Хантом, Lufkin Industries). Это показывает, что, хотя редукторы, разработанные и изготовленные в настоящее время API, могут быть перегружены без катастрофических отказов, в зависимости от степени перегрузки ожидаемый срок службы должен быть сокращен.

Рис. 2—Влияние перегрузки шестеренчатых редукторов насосных агрегатов на ожидаемый ресурс.

Стандарт AGMA 2001-C95 ^[5] обеспечивает способ расчета нагрузки на зуб, которая должна обеспечивать удовлетворительную работу в течение разумного времени.Если использовать существующие расчеты и обработать их в обратном порядке для расчета срока службы приемлемой конструкции, то следует ожидать, что срок службы редуктора составит более 4 × 10 ⁸ циклов при номинальной нагрузке крутящего момента. Это приведет к тому, что срок службы — при постоянной скорости насосного агрегата 10 ходов в минуту каждый день в году — составит более 76 лет. Тем не менее, это по-прежнему предполагает правильную установку, эксплуатацию и техническое обслуживание редуктора.

Стандартные конструкции

В отраслевых стандартах для насосных агрегатов разработаны минимальные требования к проектированию и изготовлению различных структурных компонентов — балок, вала, подвески, тормозов, головки, кривошипов и подшипников. Четыре основных стандартных конструктивных геометрии насосных агрегатов, на которые распространяется спецификация API . 11E :

Задняя геометрия, рычажные системы класса I с кривошипным противовесом.
Передняя геометрия, рычажные системы класса III с кривошипным противовесом.
Фронтальная геометрия, рычажные системы класса III с воздушным противовесом.
Задняя геометрия, рычажные системы класса I с противовесом с фазированным кривошипом.

Эти стандартизированные конструкции более широко известны под соответствующими обозначениями:

Обычный
Марк II ^ТМ
Воздушная балансировка
Reverse Mark ^TM Более ранние модели были известны как устройства TorqMaster.

Существуют варианты этой геометрии, например, для наклонных колодцев или низкопрофильные для полей с верхним орошением. Кроме того, существуют специальные геометрические формы или конструкции, основанные на гидравлике, пневматике или ремнях. Поскольку эти конструкции не подпадают под действие отраслевых стандартов, рекомендуется, чтобы эти специальные устройства были правильно спроектированы, изготовлены в соответствии с отраслевыми стандартами качества, а также установлены и эксплуатировались в соответствии с рекомендациями производителя.

Выбор единицы измерения

Было много публикаций о преимуществах, недостатках и выборе различных стандартных геометрий и специальных насосных агрегатов, включая следующие:

Ниже приведен краткий обзор и сравнение четырех стандартных насосных агрегатов.

Условная единица, вероятно, используется чаще всего. Он прост в установке, имеет самый широкий диапазон доступных размеров, обычно имеет более низкие эксплуатационные расходы, чем другие устройства, не требует подъемного оборудования или жестких опор для изменения длины хода и может работать быстрее в скважинах, в которых свободное падение ограничивает скорость откачки. Максимальная скорость откачки условного агрегата в средней скважине оценивается в 70% от максимальной скорости свободного падения штанг в воздухе. Это сопоставимо с 63% для блоков с воздушной балансировкой и 56% для блоков Mark II ^TM.Скорость свободного падения определяется для условных единиц по следующей формуле:

………………….(1)

Скорость свободного падения снижена на 10 и 20% для блоков с воздушной балансировкой и Mark II ^TM соответственно. Это означает, что в скважине со средним трением и диаметром 100 дм. с полированным штоком, штоки будут падать максимум на 17,15 ходов в минуту с обычным блоком, 15,43 ходов в минуту с блоком с воздушной балансировкой и 13,72 ходов в минуту для Mark II ^TM. Однако при движении вниз не должно быть разделения между несущей планкой устройства и зажимом полированного стержня.Эти скорости будут дополнительно снижены в скважинах с повышенным трением из-за плунжеров с композитными кольцами, искривленных стволов, прилипания твердых частиц к забойному насосу и/или очень вязкой сырой нефти. Кроме того, геометрия обычного устройства допускает вращение как по часовой стрелке, так и против часовой стрелки. Это может быть полезно для зубьев шестерен, которые повреждены в одном направлении из-за неправильной эксплуатации или технического обслуживания, и могут позволить вращение в противоположном направлении. Это продлит срок службы редуктора.

Блоки с балансировкой воздуха используют систему рычагов, отличную от обычных блоков.Использование сжатого воздуха вместо тяжелых чугунных противовесов позволяет более точно управлять противовесом кончиками пальцев, который можно регулировать без остановки устройства. Без противовесов установка весит намного меньше, чем обычная установка сравнимых размеров. Он также имеет более легкую подконструкцию и немного более легкую балку. Таким образом, его компактные размеры и малый вес дают несколько преимуществ, особенно для портативных испытательных установок и для использования на морских платформах. Он также использует больше градусов хода кривошипа для завершения первой половины хода вверх, что снижает пиковую нагрузку.Это небольшое преимущество, если проблема заключается в усталости стержня. Однако возникают дополнительные проблемы или проблемы с техническим обслуживанием, особенно с утечкой через поршень, что может затруднить поддержание надлежащего давления воздуха. Кроме того, утечка также может вызвать разбрызгивание масла и связанные с этим экологические проблемы. Кроме того, конденсация воды в воздушной системе может привести к повреждению, если она замерзнет, если не используется надлежащий антифриз.

Блок Mark II ^TM имеет уравнительный подшипник между стойкой Samson и грузом скважины.Уравнительный подшипник расположен впереди или сбоку от центральной линии тихоходного вала. Это отличается от блока с воздушной балансировкой, в котором уравнительный подшипник находится непосредственно над тихоходным валом. Расположение подшипника балансира обеспечивает ход вверх приблизительно на 195° и ход вниз на 165°. Это делает более медленный ход вверх с меньшим ускорением на 20%, что приводит к снижению пиковой нагрузки на полированный шток. Более медленный ход вверх также дает больше времени для заполнения цилиндра насоса вязкими жидкостями и может повысить объемную эффективность насоса, но для этого требуется, чтобы устройство работало только при вращении против часовой стрелки.

Хотя блоки Mark II ^TM сопоставимого размера тяжелее и дороже, чем обычные блоки, заявленное снижение крутящего момента может позволить использовать блок Mark II ^TM на один размер меньше, чем требуется для обычного блока. Тем не менее, эти устройства не следует использовать, когда предполагается высокая скорость откачки или динамометрические карты с недостаточным ходом и/или скважины криволинейные или наклонные. Когда разрабатывается карта недохода или карта, которая не показывает ни недохода, ни перебега, обычное устройство или блок с обратной меткой имеют более подходящую диаграмму допустимой нагрузки.

Блок Reverse Mark ^TM классифицируется как геометрия с задней установкой, рычажная система класса I с противовесом с фазированным кривошипом. Поэтапные кривошипы улучшают грузоподъемность; таким образом, как и Mark II ^TM, этот блок может включать редуктор на один размер меньше, чем обычный блок. Однако это эмпирическое правило должно быть ограничено фактическими параметрами накачки и результирующей формой динамометрической карты. Кроме того, фазовая рукоятка также делает это устройство однонаправленным.

Другие специальные устройства имеют свои преимущества и недостатки, которые можно учитывать, если стандартные устройства не соответствуют требованиям производственного проектирования. Независимо от того, какая единица выбрана, необходимо провести экономический анализ полного цикла, чтобы сравнить затраты на:

Покупка
Установка
Техническое обслуживание
Операция
Ремонт
Частота отказов
Стоимость при перепродаже

Все эти параметры следует учитывать вместе с возможностью добычи требуемого объема жидкости с требуемой глубины скважины, чтобы решить, какая установка лучше всего подходит для конкретной скважины.

Размер

Существует множество методов определения необходимого размера редуктора для насосной установки, включая «приблизительный метод», «технический анализ» и кинематику. ^[1] ^[6] ^[7] ^[8] ^[12] ^[13] ^[14] ^[28] блок будет полагаться на выходные данные программы проектирования колонны штанг, которая рассчитывает пиковый крутящий момент на полированном штоке. Они основаны на методе API RP 11L ^[8] и дополнении к волновым уравнениям, которое позволяет рассматривать геометрию, отличную от общепринятой единицы. Поскольку эти расчеты обеспечивают максимальный крутящий момент на полированном штоке, крутящий момент должен передаваться через конструкцию и ее подшипники на редуктор. Однако, поскольку эти подшипники не на 100% эффективны, Gipson и Swaim ^[14] разработали кривые для выбора редуктора с учетом этой неэффективности; Рис.1 показывает кривые потери эффективности как для новых, так и для бывших в употреблении агрегатов. Как правило, для этого требуется редуктор примерно на 10 или 20 % больше по мощности, чем пиковый крутящий момент, рассчитанный на полированном штоке для новых или бывших в употреблении узлов соответственно. Как только пиковый крутящий момент определен, следует выбрать ближайший доступный, но более мощный редуктор. Балка должна быть выбрана на основе расчетной пиковой нагрузки на полированный стержень из программы расчета колонны стержней. Наконец, длину хода агрегата следует выбирать исходя из требуемой производительности насоса с запасом производительности от 10 до 20%.

Рис. 1—Рекомендации по снижению номинальных характеристик для стандартизированных шестеренчатых редукторов насосных агрегатов на основе прогнозов состояния колонны насосных штанг и имеющегося или выбранного редуктора.

Специальные насосные агрегаты и требуемый редуктор, грузоподъемность конструкции и требуемая длина хода должны обсуждаться с производителем, чтобы гарантировать рабочие характеристики агрегата.

Монтаж, эксплуатация и техническое обслуживание насосных агрегатов

Выпущено множество публикаций по монтажу, эксплуатации, техническому обслуживанию и смазке насосных агрегатов.^[12] ^[13] ^[54] ^[55] ^[56] ^[56] ^[57] ^[58] ^[59] ^[60] ^[61] ^[62] ^[63] ^[64] ^[65] Эти документы были включены в API RP 11G1 ^[66], чтобы отразить минимальные рекомендуемые методы установки, эксплуатации и смазки. насосного агрегата. Кроме того, производители устройств могут иметь свои собственные документы и рекомендуемые процедуры установки, эксплуатации и технического обслуживания, которым необходимо следовать.

Охранники

Надлежащее ограждение насосной установки имеет решающее значение. При ограждении насосного агрегата, клиновых ремней, шкивов, маховиков, кривошипов, противовесов и движущихся частей насосных агрегатов необходимо соблюдать отраслевой стандарт Американского национального института стандартов (ANSI)/API RP 11ER , ^[67]. . Крупные производители насосных агрегатов также являются отличными источниками рекомендаций по ограждениям и обычно могут поставлять ограждения, соответствующие конкретным нормативным требованиям.

Номенклатура

длина хода поверхности, дюйм.

Ссылки

↑ ^1.0 ^1.1 ^{1. 2} ^1.3 Спец. 11E, Спецификация насосных агрегатов, 17-е издание. 1994. Вашингтон, округ Колумбия: API (ноябрь 1994 г./подтверждено в январе 2000 г.).
↑ Спец. 10431, Спецификация для нефтяной и газовой промышленности — насосные агрегаты.1993. ИСО.
↑ Общий каталог Группы «Нефтепромыслы». 2001. Луфкин, Техас: Lufkin Industries Inc.
↑ AGMA 422.03, Практика для винтовых и елочных редукторов скорости для нефтепромысловых насосных агрегатов. 1998. Александрия, Вирджиния: Американская ассоциация производителей зубчатых колес.
↑ ^5.0 ^5.1 AGMA 2001-C95, Основные рейтинговые коэффициенты и метод расчета для эвольвентных, прямозубых и косозубых зубьев. 2001. Александрия, Вирджиния: Американская ассоциация производителей зубчатых колес.
↑ ^6.0 ^6.1 ^6.2 ^6.3 Заба, Дж. 1962. Современная откачка нефтяных скважин. Талса, Оклахома: Petroleum Publishing Co.
↑ ^7.0 ^7.1 ^7.2 ^7.3 Такач Г., 1993. Современная штанговая насосная установка. PennWell Books, Талса, Оклахома, 230 стр. http://www.worldcat.org/oclc/27035195
↑ ^8.0 ^8.1 ^8.2 API RP 11L, Рекомендуемая практика расчетов конструкции штанговых насосных систем, четвертое издание, Errata 1.Вашингтон, округ Колумбия: API, Вашингтон, округ Колумбия.
↑ Свинос, Дж.Г. 1983. Точный кинематический анализ насосных агрегатов. Представлено на Ежегодной технической конференции и выставке SPE, Сан-Франциско, Калифорния, США, 5–8 октября. SPE-12201-MS. http://dx.doi.org/10.2118/12201-MS
↑ ^10.0 ^10.1 Заба, Дж. 1943. Методы откачки нефтяных скважин: Справочное руководство для производственных мужчин. Нефть и газ J (июль).
↑ ^11,0 ^11,1 Доннелли, Р.В.1986. Добыча нефти и газа: насосная установка. Даллас, Техас: PETEX, Техасский университет.
↑ ^12,0 ^12,1 ^12,2 ^12,3 Фрик, Т.С. 1962. Справочник по добыче нефти, Vol. 1. Даллас, Техас: Общество инженеров-нефтяников.
↑ ^13,0 ^13,1 ^13,2 Брэдли, Х.Б. 1987. Справочник по нефтяной инженерии. Ричардсон, Техас: SPE.
↑ ^14,0 ^14,1 ^14,2 Гипсон Ф.В. и Сваим, Х.В. 1988. Цепочка проектирования балочных насосов. Представлено на кратком курсе Southwestern Petroleum Short Course 1988 года, Лаббок, Техас, 23–25 апреля.
↑ Клегг, Дж. Д. 1988. Высокоскоростная механизированная добыча. J Pet Technol 40 (3): 277-282. SPE-17638-PA. http://dx.doi.org/10.2118/17638-PA
↑ Хайн мл., N.W. 1996. Насосные операции: решение проблем и развитие технологий. J Pet Technol 48 (4): 330-336. SPE-36163-RU. http://dx.doi.org/10.2118/36163-MS
↑ Маккой, Дж. Н., Подио, А.Л., Хаддлстон, К.Л. и другие. 1985. Акустические статические забойные давления. Представлено на Симпозиуме SPE по производственным операциям, Оклахома-Сити, Оклахома, 10-12 марта 1985 г. SPE-13810-MS. http://dx.doi.org/10.2118/13810-MS
↑ ^18.0 ^18.1 Маккой, Дж. Н., Подио, А. Л., и Беккер, Д. 1992. Сбор и анализ цифровых данных о переходных процессах давления на основе акустико-эхометрических исследований в насосных скважинах. Представлено на конференции по добыче нефти и газа в Пермском бассейне, Мидленд, Техас, 18-20 марта 1992 г.SPE-23980-MS. http://dx.doi.org/10.2118/23980-MS
↑ Watson, J. 1983. Сравнение различных геометрий насосных агрегатов класса I и класса III. Документ 030, представленный на Кратком курсе Southwestern Petroleum в 1983 г., Лаббок, Техас, 27–28 апреля.
↑ Эванс, CE, 1961. Какой тип балочной насосной установки вы бы использовали? Документ 015 представлен на Ежегодном кратком курсе по добыче нефти в Западном Техасе 1961 года, Лаббок, Техас, 20–21 апреля.
↑ Keiner, CJ 1962. Насосные агрегаты API. Документ 024 представлен на Ежегодном кратком курсе по добыче нефти в Западном Техасе 1962 года, Лаббок, Техас, 12–13 апреля.
↑ Килгор, Дж.Дж., Трипп, Х.А., и Хант-младший, К.Л. 1991. Измерения эффективности насосной установки с шагающей балкой. Представлено на Ежегодной технической конференции и выставке SPE, Даллас, Техас, 6-9 октября 1991 г. SPE-22788-MS. http://dx.doi.org/10.2118/22788-MS.
↑ Берд, Дж. П. и Джексон, Британская Колумбия. 1962 г. Полевые испытания переднеустановленного механического нефтепромыслового насосного агрегата. Представлено на Совместном региональном совещании в Скалистых горах, Биллингс, Монтана, SPE-382-MS. http://dx.doi.org/10.2118/382-МС
↑ Берд, Дж. 1968. Высокообъемная перекачка насосными штангами. J Pet Technol 20 (12): 1355–1360. СПЭ-2104-ПА. http://dx.doi.org/10.2118/2104-PA
↑ Нолен, К.Б. 1969. Глубокая прокачка штанги большого объема. Представлено на осеннем собрании Общества инженеров-нефтяников AIME, Денвер, Колорадо, 28 сентября — 1 октября. SPE-2633-MS. http://dx.doi.org/10.2118/2633-MS
↑ Gipson, FW 1990. Максимальная производительность балочного насосного оборудования и насосных штанг из высокопрочной стали.Документ 026 представлен на Кратком курсе Southwestern Petroleum в 1990 г., Лаббок, Техас, 18–19 апреля.
↑ Gault, R.H. 1961. Геометрия насосной установки. Документ 002 представлен на Ежегодном кратком курсе по добыче нефти в Западном Техасе 1961 года, Лаббок, Техас, 20–21 апреля.
↑ ^28.0 ^28.1 Берд, Дж. П. 1970. Эффективность специальной системы рычагов класса III применительно к штанговым насосным установкам. Документ 009 представлен на кратком курсе Southwestern Petroleum Short Course 1970 года, Лаббок, Техас, 16–17 апреля.
↑ Ричардс, К. 1956. Применение насосных агрегатов баланса воздуха. Документ 019, представленный на Ежегодном кратком курсе по добыче нефти в Западном Техасе 1956 года, Лаббок, Техас, 15–16 апреля.
↑ Берд, Дж. П. 1990. История, предыстория и обоснование балочной нефтепромысловой насосной установки Mark II. Документ 024 представлен на Кратком курсе Southwestern Petroleum в 1990 г., Лаббок, Техас, 18–19 апреля.
↑ Берд, Дж. П. 1962. Последние достижения в конструкции блоков балочного типа. Документ 001 представлен на Ежегодном кратком курсе по добыче нефти в Западном Техасе 1962 года, Лаббок, Техас, 12–13 апреля.
↑ Слотер, Э. мл., 1962. Подводные камни при выборе и применении насосного агрегата. Документ 001 представлен на Ежегодном кратком курсе по добыче нефти в Западном Техасе 1962 года, Лаббок, Техас, 19–20 апреля.
↑ Берд, Дж. П. 1989. Оценка эффективности режимов насосной штанги и штанги. Документ 021 представлен на Кратком курсе Southwestern Petroleum в 1989 г., Лаббок, Техас, 19–20 апреля.
↑ Лекия, С.Д.Л. и Дэй, Дж.Дж. 1988. Усовершенствованная методика оценки эксплуатационных характеристик и оптимального выбора штанговых насосных систем скважин. Представлено на Восточной региональной конференции SPE, Чарлстон, Западная Вирджиния, 1-4 ноября 1988 г. SPE-18548-MS. http://dx.doi.org/10.2118/18548-MS
↑ Джуч, А. Х. и Уотсон, Р. Дж. 1969. Новые концепции в конструкции штанговых насосов. J Pet Technol 21 (3): 342-354. СПЭ-2172-ПА. http://dx.doi.org/10.2118/2172-PA
↑ Литцов, К.Х. 1956. Гидравлический насосный агрегат с длинным ходом. Документ 008 представлен на Ежегодном кратком курсе по добыче нефти в Западном Техасе 1956 года, Лаббок, Техас, 15–16 апреля.
↑ Джой, Р.Ф. 1969. Гибкая насосная прядь. Документ 011 представлен на кратком курсе Southwestern Petroleum Short Course 1969 года, Лаббок, Техас, 17–18 апреля.
↑ Литцов, К.Х. Гидравлические насосы — новые разработки. Документ 035 представлен на Ежегодном кратком курсе по добыче нефти в Западном Техасе 1957 года, Лаббок, Техас, 17–18 апреля.
↑ Меттерс, Э. В. 1970. Новая концепция в технологии насосных агрегатов. Представлено на симпозиуме SPE Hobbs Petroleum Technology Symposium, Хоббс, Нью-Мексико, SPE-3193-MS. http://dx.doi.org/10.2118/3193-MS
↑ Юинг, Р.Д. 1970. Насосный агрегат с длинным ходом. Представлено на региональной конференции SPE в Калифорнии, Санта-Барбара, Калифорния, SPE-3186-MS. http://dx.doi.org/10.2118/3186-MS
↑ Nickell, RL 1973. Осушение газовых скважин с помощью пневматического насосного оборудования. Доклад 18, представленный на Кратком курсе Southwestern Petroleum в 1973 г., Лаббок, Техас, 26–27 апреля.
↑ Smith, L.A. 1975. Насосные штанги с помощью пневматических наземных агрегатов. Документ 033 представлен на кратком курсе Southwestern Petroleum Short Course 1975 года, Лаббок, Техас, 17–18 апреля.
↑ Бринли, Л.Д. 1979. Опыт эксплуатации насосной установки Alpha I: новая альтернатива механизированной добыче. Представлено на Ежегодной технической конференции и выставке SPE, Лас-Вегас, Невада, 23–26 сентября 1979 г. SPE-8240-MS. http://dx.doi.org/10.2118/8240-MS
↑ Холленбек, А.Л. 1980. Альтернативный подход к большому объему, насос с длинным ходом. Представлено на Ежегодной технической конференции и выставке SPE, Даллас, Техас, 21-24 сентября 1980 г. SPE-9216-MS. http://дх.doi.org/10.2118/9216-MS
↑ Джесперсон, П.Дж., Лейдлоу, Р.Н., и Скотт, Р.Дж. 1981. Насосная установка HEP (гидравлическая, электронная, пневматическая): рабочие характеристики, возможные области применения и результаты полевых испытаний. Представлено на Ежегодной технической конференции и выставке SPE, Сан-Антонио, Техас, 4-7 октября 1981 г. SPE-10250-MS. http://dx.doi.org/10.2118/10250-MS
↑ Мурлева, Ж.Дж. и Морроу, Т.Б. 1982. Недавно разработанная насосная установка с длинным ходом включает в себя новую гибкость для широкого спектра применений.Представлено на симпозиуме SPE по производственным технологиям, Хоббс, Нью-Мексико, 8-9 ноября 1982 г. SPE-11338-MS. http://dx.doi.org/10.2118/11338-MS
↑ Тарт, Х.К. 1983 г. Опыт эксплуатации и эксплуатации штанговых насосных систем с длинным ходом штока, управляемых компьютером. Доклад 29, представленный на Кратком курсе Southwestern Petroleum в 1983 г. , Лаббок, Техас, 27–28 апреля.
↑ Пикфорд, К.Х. и Моррис, Б.Дж., 1989. Гидравлические штанговые насосные установки для механизированной добычи нефти в море. SPE Prod Eng 4 (2): 131-134.SPE-16922-PA. http://dx.doi.org/10.2118/16922-PA
↑ Хикс, А.В. и Джексон, А. 1991. Улучшенная конструкция насосных агрегатов с медленным ходом и длинным ходом. Документ 22 представлен на кратком курсе Southwestern Petroleum Short Course 1991 года, Лаббок, Техас, 17–18 апреля.
↑ Adair, R.L. и Dillingham, D.C. 1995. Насосная система со сверхдлинным ходом снижает количество механических поломок, снижает стоимость подъема и увеличивает производительность. Документ 001 представлен на кратком курсе Southwestern Petroleum Short Course 1995 года, Лаббок, Техас, 14–15 апреля.
↑ Zhou, Z., Hu, C., Song, K. et al. 2000. Гидронасосные установки для морской платформы. Представлено на Азиатско-тихоокеанской нефтегазовой конференции и выставке SPE, Брисбен, Австралия, 16-18 октября 2000 г. SPE-64507-MS. http://dx.doi.org/10.2118/64507-MS
↑ Макканнелл, Д. и Холден, Д.Р. 2001. Насосные системы с длинным ходом в глубоких скважинах — полевые исследования. Представлено на Западной региональной конференции SPE, Бейкерсфилд, Калифорния, 26–30 марта. SPE-68791-MS. http://dx.doi.org/10.2118/68791-MS.
↑ Маккой, Дж. Н., Подио, А. Л., и Роулан, Л. 2001. Эффективность и балансировка Rotaflex. Представлено на Симпозиуме SPE по производству и эксплуатации, Оклахома-Сити, Оклахома, 24–27 марта. SPE-67275-MS. http://dx.doi.org/10.2118/67275-MS.
↑ Лейтцов, К.Х. 1984. Уход и техническое обслуживание длинноходовых гидронасосных агрегатов. Документ 020 представлен на Кратком курсе Southwestern Petroleum в 1984 г., Лаббок, Техас, 24–26 апреля.
↑ McLane, C. Jr. 1954. Эксплуатация, уход и техническое обслуживание насосных агрегатов.Документ 010 представлен на Ежегодном кратком курсе по добыче нефти в Западном Техасе 1954 года, Лаббок, Техас, 13–14 апреля.
↑ Ричардс, К. 1955. Техническое обслуживание насосных агрегатов балочного типа. Документ 020 представлен на Ежегодном кратком курсе по добыче нефти в Западном Техасе 1955 года, Лаббок, Техас, 14–15 апреля.
↑ Амерман, Дж. 1952. Фундамент и установка насосных агрегатов балочного типа. Документ 032 представлен на Ежегодном кратком курсе по добыче нефти в Западном Техасе 1952 года, Лаббок, Техас, 13–14 апреля.
↑ Ван Сент, Р.W. Jr. 1954. Смазка насосного агрегата. Документ 018 представлен на Ежегодном кратком курсе по добыче нефти в Западном Техасе 1954 года, Лаббок, Техас, 13–14 апреля.
↑ Пикенс, Дж. 1957. Эксплуатация, уход и техническое обслуживание балочных насосных установок. Документ 013 представлен на Ежегодном кратком курсе по добыче нефти в Западном Техасе 1957 года, Лаббок, Техас, 11–12 апреля.
↑ Амерман, Дж. 1958. Причины и последствия неисправностей редуктора насосного агрегата. Документ 006 представлен на Ежегодном кратком курсе по добыче нефти в Западном Техасе 1958 года, Лаббок, Техас, 17–18 апреля.
↑ Гриффин, Ф. 1959. Установка и уход за насосными агрегатами. Доклад 24, представленный на Ежегодном кратком курсе по добыче нефти в Западном Техасе 1959 г., Лаббок, Техас, 23–24 апреля.
↑ Эллиот, Б. 1962. Последствия неправильного и неправильного использования шестерен насосного агрегата. Документ 02 представлен на ежегодном кратком курсе по добыче нефти в Западном Техасе 1962 года, Лаббок, Техас, 12–13 апреля.
↑ Буллард, Б.Д. 1976. Профилактическое обслуживание станков-качалок. Документ 32 представлен на кратком курсе Southwestern Petroleum Short Course 1976 года, Лаббок, Техас, 22–23 апреля.
↑ Гриффин, Ф.Д. 1977. Ремонт насосных агрегатов. Документ 022 представлен на Кратком курсе Southwestern Petroleum 1977 г., Лаббок, Техас, 21–22 апреля.
↑ Микели, Л.Д. и Хафф, доктор медицины, 1988. Профилактическое обслуживание насосных агрегатов. Документ 024, представленный на Кратком курсе Southwestern Petroleum в 1988 г., Лаббок, Техас, 20–21 апреля.
↑ API RP 11G, Рекомендуемые методы установки и смазки насосных агрегатов, четвертое издание. 1994. Вашингтон, округ Колумбия: API.
↑ API RP 11ER, Рекомендуемые методы защиты насосных агрегатов, второе издание.1990. Вашингтон, округ Колумбия: API.

Примечательные статьи в OnePetro

Takacs, G.- Chokshi, R.: «Расчет крутящего момента редуктора насосных агрегатов Rotaflex с учетом эластичности нагрузочного ремня». Доклад SPE 152229, представленный на Латиноамериканской и Карибской нефтегазовой инженерной конференции, проходившей в Мехико 16-18 апреля 2012 г.

Takacs, G.: «Точный анализ кинематики и кручения насосных агрегатов Rotaflex». Журнал нефтяной науки и техники. 115С (2014), стр.11-16 DOI 10.1016/j.petrol.2014.02.008.

Голт, Р.Х., 1960 г. «Диаграммы допустимых нагрузок насосных агрегатов». проц. 7-й ежегодный краткий курс по подъему нефти в Западном Техасе, Лаббок. Техас, стр. 67–71.

Лэйн, Р. Э. — Коул, Д. Г. — Дженнингс, Дж. В.: «Технология производства: гармоническое движение полированного стержня». Доклад SPE 19724 представлен на 64-й ежегодной технической конференции и выставке SPE, Сан-Антонио, Техас, 8-11 октября 1989 г.

Берд, Дж. П.: «История, предыстория и обоснование балочной насосной установки Mark II.«Протокол 37-го ежегодного краткого курса Southwestern Petroleum, 1990 г., стр. 272–91.

Бек, Т. – Петерсон, Р.: «Сравнение производительности линейного привода и насосных систем с шагающей балкой». проц. 56-й ежегодный краткий курс Southwestern Petroleum, 2009 г., стр. 143–165.

Внешние ссылки

Используйте этот раздел для размещения ссылок на соответствующие материалы на веб-сайтах, отличных от PetroWiki и OnePetro.

См. также

Штанговый подъемник

PEH: Sucker-Rod_Lift

Страница чемпионов

Джон Г.Свинос

Категория

Оптимизация насосного агрегата | SPE Latin America and Caribbean Petroleum Engineering Conference

Abstract

Для добычи доступных жидкостей насосные станки, используемые на поверхности, были спроектированы таким образом, чтобы скорость хода составляла от 6 (шести) ходов в минуту (SPM) до 14 (четырнадцати) ) СПМ. В зависимости от доступной производительности длина насоса (ход) и размер насоса были единственными двумя другими переменными, которые принимались во внимание. Этот подход хорошо работает до тех пор, пока не наступит время, когда добыча снизится до уровня, когда приток продукции больше не соответствует производительности насосов.По мере снижения производительности типичным методом компенсации было сокращение хода поршня, уменьшение размера насоса и поддержание постоянного числа оборотов в минуту около 10 (десяти) ходов в минуту.

По мере снижения производительности этот подход в конечном итоге приводит к частичному заполнению насоса даже с насосами малого диаметра, короткому ходу и максимальному замедлению агрегата с ограничением текущего шкива.

На данный момент физически невозможно установить достаточно большой шкив на редуктор или достаточно маленький шкив на электродвигатель, чтобы снизить скорость ниже приблизительно 6 (шести) об/мин.

Введение

В некоторых скважинах с насосной балкой с меньшим объемом добычи (100 баррелей и менее) трудно, если не невозможно, поддерживать постоянную добычу без постоянной маркировки забоя во избежание «газовой блокировки». Устройство перекачивает достаточно хорошо в течение нескольких дней с расстоянием между насосами, установленным рядом с «меткой», затем насос перестает качать, и необходимо опустить колонну на 12–14 дюймов, чтобы она снова закачалась. Если колонна не поднимается снова, «метка » разрушает муфту в верхней части насоса (рис.14), а срок службы насоса короткий из-за слишком частых поломок штоков и трубок.

За счет уменьшения SPM для соответствия способности пласта притоку флюида можно поддерживать более постоянный эффективный вес на конце колонны штанг (в верхней части подвижного шара), чтобы штоки не сжимались и не вызывали изменения расстояния между насосами .

Теория

Уменьшая количество взвеси в минуту в соответствии с доступной добычей жидкости из скважины и сохраняя эффективность насоса в диапазоне 60%+ (приложение), можно уменьшить или устранить неравномерные нагрузки на шток, а добычу поддерживать без постоянного «засорения» забоя.Подобное замедление должно предотвратить попадание избыточного газа в трубку. Это устранило бы возможность протекания трубы над насосом. Если бы вес жидкости над плунжером был более постоянным, а эластичность штока лучше контролировалась, плунжер постоянно возвращался бы в заданную точку в нижней части хода. При более медленном ВПД будет предоставлено больше времени для разделения газа в кольцевом пространстве, вместо того, чтобы вызывать помехи в насосе. Это обеспечит постоянную работу агрегата без дополнительной регулировки на поверхности.Мощность основного двигателя и сила тока также могут быть уменьшены. В то же время износ трубок уменьшится, а время работы насоса увеличится (ссылка 2). (путем отключения агрегата во время выключения насоса; в этом документе показано лучшее время работы насоса).

Скважина, выбранная для применения теории, была введена в эксплуатацию с дебитом 150 баррелей в сутки и 500 млн куб. футов газа, затем дебит снизился до 12,7 баррелей в сутки и 64 млн куб. футов газа. На скважине стояла штанговая насосная установка с длиной хода 100 дюймов с установленным 1,5-дюймовым насосом с нулевым проскальзыванием (рис. 14). Другая информация о скважине записана в (Таблица 1). Откачка была очень неустойчивой, так как ее постоянно нужно было перемещать, чтобы обеспечить добычу. Карточки динамометра, снятые перед замедлением, были очень неустойчивыми и непредсказуемыми.

Стр. 95

Компания Legacy Artificial Lift представляет насосную установку с 300-дюймовым ходом поршня

Наблюдение за транспортным потоком, движущимся по межштатной автомагистрали 20, — это то, что, как надеется компания Legacy Artificial Lift Solutions, является новейшим инструментом в раскрытии нетрадиционных сланцевых ресурсов Пермского бассейна.

Компания Legacy из Мидленда представила новую длинноходовую насосную установку Legacy C1824-365-300 во время недавнего дня открытых дверей в своем офисе по адресу: 3000 W. Interstate 20.

«Это классическая насосная установка обычного типа с ходом 300 дюймов, — сказал Стивен Флойд, главный исполнительный директор компании, об установке, предназначенной для перекачки растущего количества флюидов, поступающих из сланцевых скважин Пермского бассейна через все более длинные боковые стволы в горизонтальных скважинах.

Рост добычи жидкости из нетрадиционных сланцевых скважин «движет этими установками», сказал он.

Флойд сказал, что есть и другие методы подъема такого большого количества жидкости, «но они требуют большего обслуживания и более высоких затрат на приобретение. Мы думаем, что для этого есть окно».

По его словам, последние пару лет инженеры компании экспериментировали с конструкцией, и компания изготовила свое первое устройство и шесть месяцев тестировала его в Канаде, прежде чем вывести его на рынок. Флойд сказал, что операторы — как крупные, так и мелкие — проявляют значительный интерес к установке.

Флойд имеет 33-летний опыт работы с механизированной добычей. Он руководил компанией Rolltex Inc. в Мидленде более 18 лет, прежде чем вместе с Сэмом Бернсом в 2010 году основал компанию Pumping Unit Resources. До того, как компания была продана компании Schlumberger в 2013 году, компания Pumping Unit Resources представила насосную установку Champion с обычным кривошипно-шатунным механизмом и балансировкой.

Флойд остался в компании Pumping Unit Resources после ее продажи Schlumberger, наблюдая за ростом подразделения механизированной добычи Schlumberger.

За пять лет с тех пор, как компания Pumping Unit Resources была продана, «это другой мир», — сказал он. Флойд сказал, что он и Бернс подумали, что «время было выбрано правильно, поэтому мы снова начали с Legacy».

Legacy — бывший дом Trace Engines — представляет собой объект площадью 15 000 квадратных футов, который включает в себя машину/сварочное судно с климат-контролем и 3400 квадратных футов по производству и подготовке новых единиц. Установки компании производятся за границей и собираются на заводе в Мидленде и на заводе в Хоббсе, штат Нью-Мексико.

Legacy Artificial продает не только новые и отремонтированные агрегаты Legacy, но и предлагает услуги по ремонту всех отечественных и импортных насосных агрегатов.

В то время как компания запускает новый 300-дюймовый поршневой агрегат, Флойд сказал, что инженеры компании находятся в процессе проектирования обычного 320-дюймового поршневого агрегата.

— Это далеко, — сказал он с улыбкой.

55-й год подряд в честь Рудольфа, красноносой насосной установки

16 декабря 2021 г.10:30
55-й год подряд в честь Рудольфа, красноносой насосной установки
В этом году компания LUFKIN Industries отмечает 55-летие подряд награждения насосной установки Рудольфа Красноносого! Эта прекрасная традиция началась в 1966 году, когда наши сотрудники аккуратно зажгли несколько рождественских гирлянд на насосном агрегате на заводе LUFKIN Industries в Луфкине, штат Техас.
Постепенно, с годами, все усложнялось, и к 2021 году теперь требуется от 4 до 5 дней, чтобы установить более 4000 светильников на нашу полнофункциональную насосную установку Mark 640.Полностью выдвинутая насосная установка достигает 45 футов в высоту и производит впечатляющее впечатление благодаря подсветке. 38-футовый прицеп-самосвал, установленный позади Рудольфа, становится санями Санты. Вся эта штуковина занимает 3 дня, чтобы переместить и установить в центре города, и еще 3 дня, чтобы разобрать и хранить для следующего праздничного сезона. Выражаем благодарность сотрудникам сервисного центра Kilgore, которые выполняют всю сборку и разборку Rudolph.
Наиболее важным является наше партнерство с городом Луфкин, который организовал ежегодный праздничный фестиваль «Рождество в соснах» вокруг освещения Рудольфа, который состоялся 4 декабря 2021 года.Этот фестиваль также вырос с годами и включает в себя местных продавцов ремесел, подарков и одежды для множества возможностей для покупок, местных продавцов продуктов питания и местных живых выступлений.
Большое внимание в этом году было уделено вовлечению молодежи города. На короткой церемонии перед зажжением присутствовал наш местный отряд бойскаутов, который прочитал «Клятву верности». Перед фестивалем был проведен художественный конкурс для младших и старших подразделений города, и победители, занявшие первое место, Ава Ларсон (младшая) и Джада Кредит (старшая), были удостоены чести прокатиться на платформе Гранд-Маршала на Рождественском параде в понедельник. , 6 декабря.Детям также была предоставлена возможность сфотографироваться с Сантой (бесплатно для родителей), а также бесплатное молоко и печенье, подаренные магазином Brookshire Brothers. Компания LUFKIN Industries раздала детям рога оленя из пеноматериала.
Церемонию вел Филлип Джонс, наш старший менеджер по персоналу, а с приветственными комментариями выступили Джефф Хайкин, управляющий директор портфельных операций KPS Capital Partners, и Энди Кордова, президент и управляющий директор Surface, LUFKIN Industries. Честь зажечь Рудольфа в 2021 году была вручена доктору Маршалу Уотсону, выросшему в Лафкине.Доктор Маршалл С. Уотсон является председателем Роя Батлера и заведующим кафедрой нефтяной инженерии Боба Л. Херда, а также профессором Техасского технологического института, работающим на факультете нефтяной инженерии с 2006 года.
Мы с нетерпением ждем этого события каждый год и ценим добрую волю, которую оно создает между нашей компанией и нашим сообществом.
Руководящая команда LUFKIN гордится и благодарна Филиппу Джонсу (старшему менеджеру завода), Пэйтон Пейт (операционный директор) и Сьюзан Фелтс (ведущий специалист по логистике) за их неизменную приверженность и поддержку мероприятия и нашего сообщества.
Lufkin, TX — Насосная установка Рудольфа Красноносого
Во время зимних каникул компания Lufkin Industries, занимающаяся нефтеперекачивающим оборудованием, устанавливает украшенного веселого кибернетического северного оленя, тянущего сани. Церемония освещения проводится перед Днем Благодарения.
Адрес:
Charlton St., Lufkin, TX
Как добраться:
Charlton St. и 3rd St. На парковке рядом со зданием муниципального суда.
Часы работы:
Сезонно ноябрь-янв. Местные политики здравоохранения могут влиять на часы и доступ.
Результаты с 1 по 4 из 4…
Советы посетителей и новости о насосной установке Рудольфа Красноносого
Отчеты и советы от посетителей RoadsideAmerica.com и мобильных консультантов Roadside America. Некоторые советы могут быть не проверены. Отправьте свой собственный совет.
Насосная установка Рудольф Красноносый
Остановитесь в ближайшей кофейне! Кофе на стоянке. Прогулка до аттракциона.
[Карен, 26.11.2021] Насосная установка Рудольф Красноносый
Насосная установка Рудольф Красноносый переехала в центр города. Сейчас он находится на стоянке рядом с городским судом.
[Майкл, 27.11.2019]
Насосная установка «Рудольф Красноносый»
«Рудольф» является традицией праздничного сезона в компании Lufkin с 1967 года. Это действующая масляная насосная установка, модифицированная, чтобы напоминать самого известного из оленей: Рудольфа. Разработанный и построенный компанией Lufkin Industries, каждый год стало традицией видеть, как этот значок освещает небо торгового центра Lufkin вместе с санями Санта-Клауса.Насосная установка окрашена в красный цвет и имеет более 1200 цветных рождественских огней, а также ярко освещенный нос Рудольфа.
[Крис Хармон, 15.06.2013] Насосная установка Рудольф Красноносый
Сезонный придорожный аттракцион (ноябрь-январь). Лафкин, штат Техас, является домом для компании Lufkin Industries, производителя насосного оборудования для тяжелой нефти. Компания Lufkin Industries сделала один из своих насосов для масла похожим на северного оленя. Каждый праздничный сезон Рудольф собирается на главной улице города, освещается и украшается.Уже более 40 лет жители Восточного Техаса (и многие другие) приезжают посмотреть на этого «оленя» и сфотографироваться.
[Кей Бернцвейг, 08.06.2012]
Мобильные приложения
Приложение Roadside America для iPhone, iPad. Карты маршрутов, тысячи фотографий, специальные объекты для исследований! …Подробнее
Приложение «Президенты на обочине » для iPhone, iPad. Ориентиры POTUS, странности. …Более
Техас Последние советы и истории
Характеристика: Парк штата Долина динозавров, Глен Роуз, Техас
Триггерный палец Панчо Вильи, Эль-Пасо, Техас
Guardian of the Arts, Амарилло, Техас
Руины окаменелого дерева Speakeasy, Глен Роуз, Техас
Гигантский окунь в пикапе, Одесса, Техас
Последние советы посетителям
США и Канада Советы и истории
Большая горилла, Клермонт, Флорида
Полноразмерная копия первого в мире авиалайнера, Санкт-Петербург. Петербург, Флорида
Памятник универсальному солдату, Нью-Йорк, Нью-Йорк
Дракон Расти, Огилви, Миннесота
Бифф Бургер, Санкт-Петербург, Флорида
Больше наблюдений
Исследование механизма энергосбережения на станке-качалке с гидравлическим приводом
Abstract
Стремясь решить проблемы длинной цепи трансмиссии, большой инерции движения компонентов и высокого энергопотребления насосных агрегатов, предлагается новый насосный агрегат с прямой балансировкой и гидравлическим приводом.Путем математического моделирования и имитационного анализа сравнить динамические характеристики подвески и балансировочные характеристики насосной установки с гидравлическим приводом с обычной. Получается, что максимальная скорость подвески падает на 21,14 %, максимальное ускорение падает на 28,88 %, а среднеквадратический крутящий момент падает на 92,9 % на подвеске насосной установки с гидравлическим приводом. Результаты экспериментов доказывают, что насосный агрегат с гидравлическим приводом обладает значительной эффективностью энергосбережения и достигает более 30.9% от активной скорости энергосбережения. Результаты теоретических и практических исследований показывают, что насосный агрегат с гидроприводом надежен и лучше энергосберегающий, что обеспечивает теоретическую основу и инженерную практику применения.
Образец цитирования: Yang H, Wang J, Liu H (2021) Исследование механизма энергосбережения на станке-качалке с гидравлическим приводом. ПЛОС ОДИН 16(4): е0249244. https://doi.org/10.1371/journal.pone.0249244
Редактор: Марко Лепиди, Генуэзский университет, ИТАЛИЯ
Получено: 30 октября 2020 г .; Принято: 13 марта 2021 г .; Опубликовано: 1 апреля 2021 г.
Авторское право: © 2021 Yang et al.Это статья с открытым доступом, распространяемая в соответствии с условиями лицензии Creative Commons Attribution License, которая разрешает неограниченное использование, распространение и воспроизведение на любом носителе при условии указания автора и источника.
Доступность данных: Все соответствующие данные находятся в документе и в его файлах вспомогательной информации.
Финансирование: Проект финансировался за счет крупного проекта Департамента образования провинции Аньхой (№ KJ2018ZD045), фонда PhD Startup Fund Университета Чао Ху (№KYQD-201709).
Конкурирующие интересы: Авторы заявили об отсутствии конкурирующих интересов.
Введение
Традиционный насосный агрегат отличается долговечностью и надежностью. Однако из-за конструкции с четырьмя звеньями он имеет низкую эффективность системы, высокое энергопотребление и плохую балансировку. Производственные данные показывают, что энергопотребление систем механизированной добычи составляет 30% от общего энергопотребления на месторождении [1].При непрерывной разработке нефтяных месторождений емкость скважинной жидкости постепенно снижается. Таким образом, увеличение количества насосных агрегатов или нефтяных скважин является эффективным способом увеличения добычи, что неизбежно потребует более высоких энергозатрат [2] и вызовет неприятное противоречие между эксплуатацией нефтяных скважин и энергопотреблением [3].
Чтобы продолжать снижать потребление энергии нефтяными скважинами, ученые во всем мире предприняли обширные исследования по энергосбережению механической конструкции и двигателя, такого как низкоскоростной синхронный двигатель с постоянными магнитами [4], двигатель с регулируемой скоростью [5] и интеллектуальное управление [6] в традиционных станках-качалках.Ду и др. [7] разработали систему автоматической регулировки баланса луча для усиления эффекта баланса, а Zhao et al. [8] предложили систему гидравлического баланса. Было изобретено большое количество других насосных агрегатов последних моделей, обеспечивающих теоретическую и практическую поддержку устойчивого развития нефтяных месторождений.
В целом надежность и долговечность некоторых новых механизированных подъемных устройств все же хуже, чем у традиционных насосных агрегатов. Таким образом, большинство исследований энергосберегающих технологий насосных агрегатов по-прежнему сосредоточено на механической конструкции или интеллектуальном управлении обычных насосных агрегатов, таких как привод с регулируемой скоростью и его механизм сохранения, авторы Song et al. [9], последующий баланс луча во время работы Yang et al. [10] и маховиковом накопителе энергии Han et al. [11]. Авторы этой статьи считают, что основными причинами высоких потерь энергии в обычных насосных установках являются высокая инерция движущихся частей, большая пусковая мощность и плохая балансировка. Принятие соответствующих мер для уменьшения инерции движущихся частей и улучшения характеристик балансировки является ключом к снижению потребления энергии.
В последние годы некоторые ученые глубоко изучали применение насосного агрегата с приводом от гидравлической системы.Например, механо-гидравлический механизм передачи крутящего момента используется для реализации накопления и высвобождения энергии через гидравлическую систему и доказал хороший эффект энергосбережения [12], метод динамической компенсации мощности используется для реализации самоадаптивной регулировки. и лучшей точности скорости гидронасоса [13], были выбраны определенные сорта гидравлического масла для гидронасосного агрегата [14] и т. д. Очевидно, что применение гидропривода в насосном агрегате имеет преимущества, а значит, и хорошую перспективу применения.
В этой статье предлагается новый тип прямоуравновешенного насосного агрегата с гидравлическим приводом, устраняющий недостатки системы балочных насосных агрегатов, такие как низкий КПД трансмиссии, сложная регулировка хода и плохой эффект балансировки. Гидравлический цилиндр используется для прямого привода балки в поворот, что снимает механизм передачи ремня, редуктора, четырехзвенного рычажного механизма и т. д. Коробка противовеса устанавливается непосредственно на конец звена, а регулировка баланса более удобна путем регулировки тело балансира в ящике балансира.При этом на центральном валу балки насосной установки установлен датчик угла для контроля угла поворота балки, определяющего реверс гидросистемы, а также перемещение гидроцилиндра и ход насосной блок имеет бесступенчатую регулировку.
Вышеуказанными способами можно изготовить или модифицировать станок-качалку с гидравлическим приводом из старого. Он реализовал повышение эффективности системы насосного агрегата, бесступенчатую регулировку хода и удобную регулировку баланса; кроме того, это значительно снижает расход стали насосного агрегата.Таким образом, это может сократить производственный цикл и снизить стоимость изготовления насосного агрегата. Результаты исследования будут способствовать устойчивому развитию нефтяного месторождения.
Динамический анализ гидропривода насосной установки
A. Модель кинетического анализа
Аналитическая модель движения подвески, крутящего момента противовеса и контактного усилия на направляющей станка-качалки с гидравлическим приводом представлена на рис. 1.
Рис. 1. Модель динамического анализа станка-качалки с гидравлическим приводом.
На рис. 1, где: А — длина цевья, мм; P —длина звена, мм; W _t — противовес, кН; C _F — контактное усилие направляющего рельса, кН; P _F —усилие звена, кН; C — длина задней руки, C = C = C = C ₁ + _{C , ₂, ₂, C ₁ — длина линии GH и C ₂ — длина линии ЭГ , мм; L _p —длина линии EF , мм; θ ₁ ~ θ ₅ — вспомогательные углы для анализа его балансовой характеристики, рад; θ ₆ — постоянный угол луча относительно горизонтали на нижней точке штампа, рад; θ ₇ — постоянный угол наклона направляющей скольжения, рад.}
https://doi.org/10.1371/journal.pone.0249244.g001
Для снижения динамической нагрузки (инерционной и вибрационной нагрузки) на подвеску насосного агрегата принят обратный метод расчета по сравнению с расчетом по закон трапециевидной кривой подвешенной скорости. Во-первых, устанавливается кривая скорости подвески насосного агрегата; затем получают кривую ускорения и кривую смещения; наконец определяется закон движения гидроцилиндра.На основе описанного выше процесса может быть определена стратегия управления последующей гидравлической системой. Система и метод управления будут изучены в будущем.
B. Насосный агрегат с гидравлическим приводом модели
По сравнению с обычным станком-качалкой трехмерные модели показаны на рис. 2 и 3. Из рис. 2 и 3 ясно видно, что корпус цилиндра, кривошип, противовес, ременная передача, тормозной механизм и другие промежуточные части трансмиссии на насосном агрегате убраны, а также добавлены противовес коробки, скользящая направляющая, гидравлический цилиндр и другие компоненты. Возьмите, например, CYJ10-3-37HB, после модификации насосная установка с гидравлическим приводом может сэкономить до 10 тонн стали (кривошип 2,4 т, балансир 4 т, редуктор 37H 4 т и т. д.) или более. Таким образом, по сравнению с обычным насосным агрегатом, насосный агрегат с гидравлическим приводом может сэкономить почти 50% материалов.
C. Гидравлический принцип управления насосной установкой с гидравлическим приводом
Принципиальная схема гидросистемы гидронасосного агрегата представлена на рис. 4.Система состоит из масляного резервуара, электрического плунжерного насоса, манометра, перепускного клапана, указателя перепада давления, фильтра высокого давления, радиатора, двухпозиционного четырехходового электромагнитного клапана, регулирующего клапана, гидроцилиндра и т. д. Реверсивный электромагнитный клапан управляется периферийной электрической цепью управления, чтобы реализовать реверсивное действие гидравлического цилиндра и движение насосной установки вверх и вниз.
Рис. 4. Схема гидравлического привода.
1-Масляный картер; 2-электрический плунжерный насос; 3-манометр; 4-предохранительный клапан; 5-сигнал перепада давления; 6-Фильтр высокого давления; 7-радиатор; 8-двухпозиционный четырехходовой электромагнитный клапан; 9-Клапан управления; 10-Гидравлический цилиндр.
https://doi.org/10.1371/journal.pone.0249244.g004
Анализ динамического моделирования насосного агрегата
Габаритные размеры и рабочие параметры насосного агрегата CYJ10-3-37HB, выбранного в качестве объекта, приведены в таблице 1.
Чтобы сравнить согласованность и сопоставимость двух результатов моделирования, обработка расчетов проводилась в условиях одной и той же скважины. Состояние скважины показано в таблице 2.
Блок-схема процедур расчета решения показана на рис. 5.
A. Анализ движения подвески
а. Анализ подвесного движения гидропривода насосной установки.
Как было сказано выше, согласно закону движения подвески гидронасосного агрегата кривая скорости представлена на рис. 6. Уравнение скорости подвески выглядит следующим образом.
(1) где:
t ₁ ~ t ₆ —соответственно представляют время работы отрезка на подвеске, с; V _u 、 V _d — соответственно представляют собой постоянную скорость хода вверх и вниз, мм/с.
Уравнение (1) можно использовать для вывода уравнения решения для перемещения и ускорения подвески на насосном агрегате следующим образом: (2) (3)
Путем решения уравнений (1)–(3) можно получить кривую движения подвески насосной установки с гидравлическим приводом, как показано на рис. 7.
б. Анализ движения точки подвеса обычного насосного агрегата.
В процессе анализа движения подвески обычного станка-качалки для имитационного анализа и решения в основном используется метод комплексных векторов.Подробную математическую модель и процесс вывода можно найти в литературе [15]. В этой статье не проводится подробный анализ этого, а только отображаются результаты расчета, как показано на рис. 8.
Сравнивая результаты анализа рис. 7 и 8, можно обнаружить, что скорость и ускорение точки подвеса насосного агрегата сильно изменились. Максимальная скорость на точке подвеса обычной машины составляет 507,24 мм/с, а максимальная скорость насосного агрегата с гидравлическим приводом составляет 400 мм/с, что уменьшается на 21.14%. Максимальное ускорение обычного составляет 224,96 мм/с2, а максимальное ускорение насосного агрегата с гидравлическим приводом составляет 160 мм/с2, что снижается на 28,88%. Результаты показывают, что гидропривод будет оказывать лучшее сдерживающее воздействие на динамическую нагрузку точки подвеса насосного агрегата (как инерционную, так и вибрационную). Эта часть анализа будет проанализирована и объяснена в разделе B.
.
B. Сравнительный анализ вибрационной нагрузки подвески
Как для статической нагрузки, так и для динамической нагрузки подвески насосных агрегатов методы расчета одинаковы.Инерционная нагрузка связана с ускорением подвеса, а вибрационная нагрузка связана со скоростью подвеса в конце упругой деформации стержня и трубы. В предположении, что конец трубы не закреплен, при анализе вибрационной нагрузки используется классическая теория одномерных волновых уравнений [16]. Учитывается продольная вибрация штанговой колонны, при этом влияние поперечной вибрации и фрикционной нагрузки не учитывается.
Форма одномерного волнового уравнения выглядит следующим образом: (4)
Где:
с— скорость распространения звуковой волны в полюсе (положим с = 5000), м/с;
x — расстояние от расчетной площади поперечного сечения в стойке до подвеса, м;
u —смещение секции относительно вершины, м;
t – время, с;
v — коэффициент демпфирования колонны (s ^-1 ) (примем v = 1).
Установить граничные условия:
В начальной точке зафиксировано u (0, t) = 0,
Конец не закреплен.
В продольном направлении стержня вибрация начинается в конце упругой деформации, в это время: t = 0, значит:
Таким образом, решение проблемы вибрации полюса: (5)
Где:
p _i — частота собственных колебаний системы, ;
v _d — скорость подвеса в конце упругой деформации хода вверх и вниз, мм/с;
ψ — коэффициент распределения статической деформации;
e — основание натурального логарифма. L – глубина закачки, м.
Таким образом, вибрационная нагрузка на подвеску насосной установки может быть получена как (6)
Где:
E — модуль упругости стали, МПа;
ф _р — площадь поперечного сечения стержня стержня.
Результаты моделирования показаны на рис. 9.
Сравнивая и анализируя кривые двух диаграмм индикатора мощности на рис. 9, очевидно, что нагрузка на верхний ход насосного агрегата с гидроприводом уменьшилась, а нагрузка на нижний ход увеличилась.Площадь индикаторной диаграммы уменьшена, то есть снижено энергопотребление подвески. Фактически индикаторная диаграмма насосного агрегата с гидравлическим приводом ближе к статической индикаторной диаграмме, что способствует энергосбережению. Диаграммы индикаторов двух моделей аналогичны, главным образом потому, что статическая нагрузка (нагрузка на шток, масло и т. д.) на подвеску насосного агрегата относительно велика (статическая нагрузка при ходе вверх 40,52 кН, статическая нагрузка при ходе вниз 27,52 кН). В условиях малого хода динамическая нагрузка на подвеску относительно невелика.Однако все же видно, что насосная установка с гидравлическим приводом по-прежнему имеет большее преимущество в снижении динамической нагрузки на подвеску.
C. Анализ балансовой характеристики
Качественный анализ рис. 2 и 3 может показать, что балансировка обычного насосного агрегата представляет собой баланс подвешенного груза после преобразования кривошипно-шатунного механизма, который является косвенным балансом; Насосный агрегат с гидравлическим приводом использует принцип рычага для непосредственной балансировки нагрузки на подвеску, что создает прямой баланс.Следовательно, насосный агрегат с гидравлическим приводом имеет хорошее преимущество балансировки в режиме балансировки.
Количественный анализ: нет отчета о методе сравнения чистого крутящего момента традиционной балочной насосной установки и гидравлической насосной установки после балансировки. В данной работе предполагается выходной вал виртуального редуктора на гидронасосном агрегате. Скорость обоих на выходном валу редуктора одинакова, или, другими словами, скорость двигателя на выходном валу (виртуального) редуктора равна.Игнорируя эффективность звена трансмиссии, количественный анализ характеристик баланса двух может быть выполнен путем сравнения чистого крутящего момента двух на валу.
Для сравнения балансировочных характеристик используется обычный метод расчета среднеквадратичного значения крутящего момента. Чем больше среднеквадратичное значение чистого крутящего момента, тем хуже эффект баланса и тем выше потребление энергии двигателем.
На основании приведенных выше параметров насосной установки и параметров состояния скважины для анализа моделирования кривая уравновешивающего крутящего момента на редукторе обычной насосной установки в сбалансированном состоянии показана на рис. 10.
Процесс анализа крутящего момента балансовой характеристики гидронасосного агрегата на виртуальном выходном валу редуктора выглядит следующим образом:
Чистый крутящий момент на центральном валу балки после расчета балансировки в уравнении (7).
(7)
Где:
П _с —подвешенная нагрузка, кН;
М _Б —момент балансира на центральный вал, кН⋅м.
Что касается процесса расчета M _B , как показано на рис. 1, угловая скорость луча равна (8)
Так что угол θ _{1 ₁ θ ₁ = π — θ — ₆ — θ ₇ + Ω ⋅ T и θ ₄ = π − θ ₁ .На основе закона синусов, , C ₂ = C − C ₁ .}
в δ эльф , длина l _и и θ и θ ₃ — это постоянный, затем в Δ EFG мы можем получить и θ ₂ = π — θ — θ ₄ − θ ₅ .
Затем M _B (9)
Полученная кривая теоретического моделирования показана на рис. 11.
Согласно уравнению (7) и предыдущим предположениям, крутящий момент на выходном валу виртуального редуктора без учета КПД системы передачи равен (10)
Где V – скорость подвеса, м/с; ω – частота вращения выходного вала виртуального редуктора, рад/с.
Кривая чистого крутящего момента, полученная на выходном валу виртуального редуктора, показана на рис. 12.
Используя среднеквадратичное значение чистого крутящего момента для сравнения характеристик кривой крутящего момента на рис. 10 и 12, метод расчета среднеквадратичного значения следующий: (11)
Где:
M – значение полезного крутящего момента, кН⋅м;
T — время хода, с.
Таким образом, можно получить среднеквадратичное значение кривой чистого крутящего момента на рис. 9 и 11, и они составляют 11,7 кН⋅м и 0,835 кН⋅м соответственно. Это падение на 92,9 процента, и преимущество энергосбережения очевидно, поскольку механизм прямого баланса имеет хорошие балансировочные характеристики и преимущества энергосбережения.
Результаты и обсуждения
Результаты теоретических исследований показывают, что насосный агрегат, использующий метод прямой балансировки гидравлического привода, имеет хорошие преимущества в снижении подвешенной нагрузки и полезного крутящего момента двигателя.В целях дальнейшей проверки результатов теоретических исследований в сентябре 2020 года на нефтяном месторождении были проведены испытания разработанного принципиального прототипа, как показано на рис. 13.
Основные данные о состоянии скважины приведены в таблице 3.
Результаты испытаний насосной установки с обычным и гидравлическим приводом представлены в таблице 4.
Результаты испытаний в таблице 4 показывают, что преимущества энергосбережения насосных агрегатов с гидравлическим приводом очевидны, а коэффициент экономии активной мощности достиг 30. 9%, хотя и несколько снизило добычу жидкости. Что еще более важно, нагрузка при ходе вверх уменьшается, а нагрузка при ходе вниз увеличивается. Показано, что экспериментальные результаты в некоторой степени согласуются с теоретическим анализом. Следовательно, насосная установка с гидравлическим приводом имеет выгодную перспективу в плане уменьшения площади индикаторной диаграммы и энергосбережения.
Выводы
В данной статье представлен новый тип насосного агрегата прямого уравновешивания с гидравлическим приводом. Создана модель математического анализа динамики подвески насосного агрегата.Проведено сравнение движения и индикаторной диаграммы подвески между обычным насосным агрегатом и новым с гидроприводом. Изучены качественный анализ и количественный анализ балансовых характеристик. Путем инженерных испытаний подтвержден энергосберегающий эффект насосной установки с гидроприводом. Таким образом, выводы сделаны ниже:
Максимальная скорость и ускорение подвески гидронасосного агрегата снижены на 21. 14% и 28,88% соответственно.
Нагрузка на верхний ход насосного агрегата с гидравлическим приводом уменьшена, а нагрузка на нижний ход увеличена. Это приводит к уменьшению площади индикаторной диаграммы. В результате индикаторная диаграмма насосного агрегата с гидравлическим приводом ближе к статической индикаторной диаграмме, что способствует энергосбережению.
Приведена методика количественного анализа балансовых характеристик насосных агрегатов с гидроприводом.Количественный анализ показывает, что среднеквадратичное значение полезного крутящего момента насосной установки с гидроприводом снижается на 92,9%. Таким образом, энергосберегающее преимущество нового гидравлического насосного агрегата очевидно.
Результаты экспериментов показывают, что насосная установка с гидравлическим приводом имеет экономию активной мощности до 30,9%.
Каталожные номера
1. Лю Хэ, Хао Чжунсянь, Ван Лянган, Цао Ган. Текущее состояние и тенденции развития технологии механизированной добычи. Acta Petrolei Sinica, 2015, 36(11): 1441–1448.
2. Feng Zi-Ming, Ding Huan-Huan, Jiang Min-Zheng. New Secondary Balancing Method Saves Energy for Crank-Balanced Rod-Pumping Application. SPE: 173889, 2015.
3. Xijuan Chen, Xiaoju Zhang, Bo Yang. Development and application of the CYJL3–2.1–6.5F six-Link and composite balanced pumping unit. Drilling and Production Technology, 2005, 28(3): 74–76.
4. Cui Junguo, Xiao Wensheng, Feng Hao.Насосная установка с длинным ходом, приводимая в действие низкоскоростным синхронным двигателем с постоянными магнитами. SPE: 173698, 2014.
5. Палка К., Чиз Дж. А. Оптимизация добычи жидкости в скважине штанговыми насосами с регулируемой частотой вращения двигателя. SPE Production & Operations, 2009, 24(2):346~352.
6. Петерсон Р.Г., Смигура Т., Брюнингс С.А. и соавт. Увеличение производства в PDVSA с использованием улучшенного контроля SRP. Ежегодная техническая конференция и выставка SPE. Ричардсон: Общество инженеров-нефтяников, 2006 г.
7. Ду Юнцзюнь, Ю Цзяджи. Проект системы автоматической регулировки балансировки балки насосной установки. Химическое машиностроение, 2017, 44(01):52–53.
8. Чжао Пэньюй, Чэнь Инлун, Сунь Цзюнь, Чжоу Хуа. Моделирование и симуляция системы испытаний и добычи нефти на основе гидравлических весов. Журнал Чжэцзянского университета (технические науки), 2016, 50 (04): 650–656.
9. Сун Вэй, Фэн Цзимин, Чжан Деши, Юй Нин. Исследования по оптимизационному моделированию и энергосберегающему механизму регулируемого привода станка-качалки.Chemical machinery,2020,47(03):348–354.
10. Yang Hukun, Zhao Xiangru, Yang Jingyuan, Zhang Yan, Chen Chao. Simulation analysis of traveling beam follow-up balance of traveling beam pumping unit. Energy-saving technology,2016,34(02):134–138.
11. Han Chuanjun, Gao Tiande, Zhou Yong. Simulation analysis of flywheel energy storage beam pumping unit. Energy Storage Science and Technology,2020,9(04):1186–1192.
12. Xiaoju Zhang, Chunyou Zhang, Libo YU.Исследования по энергосбережению системы передачи насосной установки. Станкостроение и гидравлика, 2020, 48 (21): 111–116.
13. Вэй Чжан, Леле Пэн. Исследование динамического согласования мощности гидронасосного агрегата. Станкостроение и гидравлика, 2020, 48 (16): 84–89.
14. Цицян Хэ, Шу Сяо, Бинь Вэй и др. Выбор гидравлического масла и конструкция системы для гидронасосных агрегатов. Станкостроение и гидравлика, 2017, 45(8):137–140.
15. Чжан Баоань.Оптимальное проектирование системы добычи механической скважины. China University of Petroleum Press, 2006.
16. Гиббс С. Г. Прогнозирование поведения штанговых насосных систем. Журнал нефтяных технологий, 1963, 15(7):769~778.
Shivers Enterprises — Специалисты по нефтеперекачивающим установкам
Насосные агрегаты Champion™

     Shivers Enterprises является эксклюзивным авторизованным дилером (продажа и обслуживание) насосных агрегатов Champion™ в юго-восточном регионе Техаса . Shivers Enterprises имеет многолетний практический опыт во всех областях продажи, обслуживания и производства насосных агрегатов. Репутация Shivers Enterprises в области целостности и производительности в отрасли насосных агрегатов проверена и доказана с 1930-х годов. Десятилетия знаний, опыта и вклада специалистов по насосным установкам, таких как Shivers, вложены в каждую модель Champion™. Насосные агрегаты Champion™ спроектированы и изготовлены таким образом, чтобы конкурировать на равных со всеми основными брендами в отрасли. Насосные агрегаты Champion™ предназначены для предоставления высокопроизводительных решений, удовлетворяющих потребности операторов нефтяных месторождений в надежном, но доступном оборудовании для механизированной добычи.Насосные агрегаты Champion™ соответствуют самым высоким стандартам качества и надежности в соответствии со спецификациями API и ISO. Shivers Enterprises предлагает устройства Champion™ с различными ходами и конструкциями, размерами от 228 до 1280.

Нет ничего лучше чемпиона™.

     Зубчатый редуктор Champion™ (API) представляет собой проверенную модель качественной конструкции и изготовления, а двухвинтовые эвольвентные шестерни Champion™ превышают максимальную грузоподъемность конкурирующих устройств. Шестерни также были разработаны с учетом возможности замены деталей внутри страны в будущем.
     Насосные агрегаты Champion™ изготавливаются с увеличенными и самоустанавливающимися подшипниками и отливками, используемыми в поршневых пальцах, седлах и уравнительных подшипниках. Champion™ также решил реализовать усиленный компенсатор с подвесным распределением нагрузки, а не трубчатый компенсатор с подвесным распределением, который используется в большинстве импортных насосных агрегатов.

.