Основные физико-механические показатели эластомера

Сопротивление разрыву, кгс/см^2	≥ 100
Относительное удлинение, %	≥ 150
Относительное остаточное удлинение, %	≤ 20
Изменение массы образца в нефтяной среде, %:
за 24 ч	≤ 3
за 72 ч	≤ 4

Эластомер должен обладать достаточной твердостью, быть стойким к воздействию жидких и газообразных агрессивных сред, уменьшение массы образца не допускается.

Транспортирование и монтаж оборудования можно производить в заполярных районах и в районах с тропическим климатом. Эластомер должен удовлетворять и этим специфическим требованиям.

Специальных исследований требует проблема газостойкости эластомера, т.е. стойкости к проникновению газов.

При сравнении газопроницаемости различных синтетических каучуков установлено, что удельная газопроницаемость нитрильного синтетического каучука (СКН) в 20 раз больше фторкаучука. Однако при насыщении образцов углекислотой, которая по своему действию на СК близка к нефтяным попутным газам, наименьшему разрушению подвергаются образцы, обладающие большей газопроницаемостью. Это объясняется возможностью молекул газа выходить из межмолекулярной решетки, не разрушая ее при резком снижении давления окружающей среды, что происходит при подъеме насоса из скважины во время ремонта. Большое значение при выборе эластомера имеет коэффициент трения эластомера по металлу. С этой точки зрения могут быть рекомендованы фторокаучуки и полиуретаны.

Одним из специфических свойств эластомера является его твердость. Это свойство характерно не само по себе, а служит контролируемым выразителем суммы других физико-механических показателей, которые в готовом изделии проконтролировать бывает невозможно.

Показатели теплостойкости связаны с показателем твердости обычной зависимостью: теплостойкость твердых эластомеров выше, чем более мягких.

С точки зрения повышения напорности насоса повышение твердости является полезным свойством, оно совпадает и с повышением теплостойкости. Однако наиболее износостойки мягкие синтетические каучуки.

Таким образом, для износостойкой модификации насоса необходимы обоймы в специальном исполнении.

После вопроса крепления к металлу износостойкость является наиболее важным из требований, предъявляемых к эластомеру.

Стойкость к истиранию полиуретановых каучуков в несколько раз выше стойкости нитрильных. Однако проблема трения и износа трущихся пар с участием механических примесей сложна и требует больших усилий для ее исследования и решения. Пока наиболее износостойкая пара — хром по эластомеру.

Обоймы, покрытые изнутри эластомером, изготовляют, как правило, в пресс-форме. Эластомер заполняет форму и подвергается вулканизации. С помощью литьевых стержней с правым и левым направлением винтовых спиралей формуются соответствующие обоймы — правые или левые. Перед сборкой качество и размер обойм контролируется гладкими цилиндрическими калибрами.

Контроль качества эластомера осуществляется с помощью свидетелей — образцов эластомера, изготовляемых в той же пресс-форме одновременно с изделием. По торцам обоймы контролируется твердость эластомера.

Стабильность химического состава и физико-механических свойств эластомера и строгое соблюдение технологического регламента на всех операциях обеспечивают гарантированный ресурс насоса.

Винт. Наиболее технологически простым является однозаходный винт с поперечным сечением в виде правильного круга.

Винт может быть изготовлен из стали, легированной хромом, или из титанового сплава, который примерно в 1,7 раза легче стали и не уступает ей по прочности. Выигрыш в массе позволяет во столько же раз снизить нагрузку на эластомер от центробежной силы при вращении винта. Обрабатывается винт на токарном станке, обычно с приспособлением для вихревой нарезки, что позволяет получить высокую точность при наиболее высокой производительности труда. Поверхности винта должны удовлетворять требованиям высокой твердости и чистоты обработки. Эти условия выполняются нанесением на поверхность твердого слоя хрома и его полированием в специальном приспособлении.

Сборка сдвоенных насосов. При сборке сдвоенного насоса рабочие пары обойма — винт (как левые, так и правые) подбираются по возможности с одинаковым монтажным натягом. Последний рассчитывается с учетом температурного исполнения насоса. Если насос предназначен для работы в скважинах с повышенной температурой жидкости, натяг уменьшается и должен быть предусмотрен предварительный зазор. Этот зазор при нагреве насоса в скважине будет выбран и перейдет в стандартный натяг в связи с тем, что эластомер в обойме расширяется больше, чем металлический корпус. Заказчик обязан своевременно известить предприятие-изготовитель о необходимом ему температурном исполнении насоса.

Необходимым условием сборки является также балансировка винтов. Правый и левый винты при сборке следует располагать в одной плоскости в обоймах так, чтобы оси винтов (приведенные к центрам тяжести массы) находились в противоположных направлениях. Тогда центробежные силы Р _ц и Р' _ц (рис. 7.15) будут уравновешены, неуравновешенным останется лишь вектор момента инерции второго порядка от пары сил Р _ц и Р' _ц

(7.6)

Абсолютная величина этого момента невелика и, как показывает практика, не влияет на прочность погружного агрегата или насосно-компрессорных труб.

Такая балансировка винтов при сборке насоса легко достигается простым вращением корпусов обойм при одновременном контроле положения винтов в обоймах. Так как при вращении корпуса обоймы на угол α угловое перемещение винта в обойме составляет 2α, задача балансировки винтов при сборке насоса не составляет труда.

Особенности конструирования универсальных шарниров. Универсальные шарниры конструируются с учетом необходимого эксцентриситета винтов, передаваемого крутящего момента и осевых сил, возникающих в насосе от давления. Предложенные ранее шарниры с гибким тросом, шарниры с точечным контактом между торовыми поверхностями звеньев цепи, так же как и широко известные шарниры типа Кардана-Гука, или упругий вал взамен шарниров оказались ненадежными при эксплуатации насосов со сдвоенными винтовыми роторами.

При изготовлении шарнира основное внимание следует обращать на параллельность и равномерность размещения по окружности канавок, в которые помещаются «плавающие» ролики, и на их термическую обработку.

Прилегание сферических поверхностей должно быть не менее 75 %. Сборка шарниров должна обеспечивать их подвижность, т.е. необходим небольшой зазор между трущимися деталями.

7.3.3. Влияние зазора и натяга в рабочих органах

винтового насоса на его характеристики

Рассмотрим явления, связанные с зазорами и натягами, имеющимися в насосе.

Практика проектирования насосов с упругой обоймой показывает, что для обеспечения эффективной работы необходимо создать достаточную герметичность по линиям контакта поверхностей винта и обоймы. Обычно герметичность достигается тем, что рабочий винт имеет превышение одного или нескольких размеров (чаще всего поперечного сечения) над соответствующими элементами профиля обоймы, т.е. имеет место первоначальный натяг δ₀.

Схема действующих сил. Определим силы, вызывающие трение, винта и регламентирующие положение винта в обойме (рис. 7.16). Таких сил две.

1. Сила инерции, существование которой обусловлено кинематикой движения винта, на длине шага винта

где r — радиус поперечного сечения винта; t — шаг винта; е — эксцентриситет винта; γ — удельный вес материала винта; ω₀ — угловая скорость перемещения оси винта относительно оси обоймы; g — ускорение силы тяжести; α — коэффициент, учитывающий силу инерции от вращения эксцентриковой муфты и той части тела винта, которая выступает из обоймы.

2. Радиальная гидравлическая сила, определенная Д.Д. Саввиным:

Здесь Р_к— межвитковый перепад давления.

где Р _н — давление нагнетания; Р_вс — давление всасывания; z — количество шлюзов в каждой нарезке обоймы.

Равнодействующая этих двух сил равна:

Суммарная нормальная сила на контактной линии на длине шага винта:

Из рис. 7.16 видно, что угол φ является углом поворота оси сечения обоймы относительно оси z, а γ = arctg (Р_p/Р_j).

Таким образом, устанавливаем, что нормальная сила, прижимающая винт к обойме, является функцией обеих радиальных сил, а также соотношением их значений.

Приведенная нормальная сила с учетом влияния первоначального натяга

где сила P _δ является функцией первоначального натяга, толщины и механических свойств резины рабочей поверхности обоймы и определяется экспериментально.

Деформация внутренней поверхности обоймы происходит в направлении равнодействующей силы Р_pj, под действием которой винт смещается в обойме. Предположим, что смещение это (OO₁) будет равно т (рис. 7.17), изменится и натяг (радиальная деформация резины) на контактной поверхности рабочих органов.

Суммарный натяг представим в виде:

(7.1)

С целью создания смазки на контактной поверхности геометрические размеры рабочих органов выбираются таким образом, чтобы обеспечить при работе насоса появление зазора.

Значения зазора определяются

(7.2)

Уравнения (7.1) и (7.2) справедливы для всех положений винта в обойме, за исключением момента φ = 0 ± (π/2) n, когда сечение винта занимает крайнее положение в сечении обоймы. Анализ деформации резины в этих сечениях показывает, что образующийся после деформации зазор весьма мал и для практических расчетов им можно пренебречь. Графики изменения зазора и натяга на развертке рабочих органов насоса на длине шага обоймы показаны на рис. 7.18.

Исследование зависимостей (7.1) и (7.2) показывает, что ввиду малой амплитуды кривых справедливо, при сохранении постоянства гидравлического радиуса, заменить действительные значения зазора и натяга средними, пользуясь следующими выражениями:

(7.3)

где χ коэффициент,

здесь (7.4)

Длина проекции проточной части контактной линии на ось обоймы на длине шага винта

(7.5)

Длина проекции поверхности трения винта в обойме по длине шага винта

(7.6)

На основании проведенных исследований были сделаны следующие выводы:

1. Одновинтовой насос характеризуется непостоянной ориентацией рабочего винта. При работе насоса под действием инерционных и гидравлических сил происходит радиальная деформация упругой обоймы и смещение винта в поперечном направлении.

2. Деформация обоймы предопределяет возникновение зазора с одной стороны, диаметрального сечения винта и натяга между винтом и обоймой с другой, величина и протяженность которых непостоянны и определяются выражениями (7.1—7.6).

Механические потери. Первоначально примем два допущения.

1. В процессе работы насоса винт самоустанавливается в обойме, вследствие чего силы, действующие на обойму, распределяются равномерно по всей длине (при идеальной геометрии винта и обоймы).

2. Коэффициент трения винта по резиновой поверхности обоймы постоянен.

Мощность трения на длине обоймы, кВт:

(7.7)

где f — коэффициент трения пары «обойма — винт», в функции удельного давления; п — скорость вращения приводного вала, об/мин.

Задачей одного из циклов проведенных балансовых испытаний являлось определение области оптимальных значений величины δ_о. Было установлено, что для обойм, внутренняя полость которых отлита из резины с твердостью 55—75 ед. по ТМ-2, оптимальным с точки зрения равномерности распределения давления вдоль оси обоймы следует считать межвитковый перепад давления

(7.8)

В этом режиме максимальные уровни КПД были получены при следующих значениях величины первоначального натяга

, мм (7.9)

Механические потери в рабочих органах существенно зависят от величины первоначального натяга (рис. 7.19).

При наблюдается резкое повышение мощности трения.

Объемные потери. Объемные потери представляют собой расход жидкости через щель проточной части контактной поверхности:

(7.10)

где S ~ площадь щели.

Коэффициент расхода μ в общем виде является функцией числа Рейнольдса

.

Стендовые испытания рабочих органов насоса 1ВВ 1,6; 1ВВ 0,8 и 1ВВ 0,4 при перекачке воды показали, что при первоначальных натягах по выражению (7.6) перетоки жидкости характеризуются весьма широким диапазоном числа Рейнольдса (Re = 300-10000).

Экспериментально были получены следующие значения коэффициентов:

На рис. 7.19 показана зависимость объемных потерь насоса 1ВВ, 1,6/16 от величины первоначального натяга при перекачке воды.

Для принятых оптимальных значений перепадов межвитковых давлений имеет место интервал значений первоначального натяга, при котором рабочие органы насоса работают с максимальным значением КПД, достигающим 70 - 75 % для насоса 1ВВ 1,6 и 55—65 % для насоса 1ВВ 0,4.

2. С повышением величины δ_о: уменьшается зазор в проточной части контактной линии, вследствие чего уменьшаются объемные потери; увеличивается нормальная сила и уменьшается удельное давление, что вызывает увеличение механических потерь.

3. При натяге δ₀ > δ_{0 опт} наблюдается резкое понижение общего КПД насоса (рис.7.20).

Анализ результатов испытаний объясняет заметный разброс значений подачи насосов серийного производства, в которых по технологическим соображениям первоначальный натяг имеет отклонение +0,1 мм.

Результаты теоретических и экспериментальных исследований показали:

1. Величина первоначального натяга оказывает большое влияние на энергетические показатели одновинтовых насосов.

Дата добавления: 2014-01-04