第四章 鉆機(jī)的循環(huán)系統(tǒng)(第二講)

第四章鉆機(jī)的循環(huán)系統(tǒng)天津石油職業(yè)技術(shù)學(xué)院徐建功2013年7月4.2往復(fù)泵的流量4.2.1活塞的運(yùn)動(dòng)規(guī)律

若往復(fù)泵的動(dòng)力端不同，則活塞的運(yùn)動(dòng)規(guī)律也不同。

石油礦場(chǎng)用往復(fù)泵的動(dòng)力端大多采用曲柄連桿機(jī)構(gòu)。如圖4-3所示?，F(xiàn)以此為例來(lái)分析活塞的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。4.2往復(fù)泵的流量圖4-3往復(fù)泵活塞運(yùn)動(dòng)示意圖

往復(fù)泵活塞運(yùn)動(dòng)的位移x、速度u和加速度a為：

（4-1）

（4-2）

（4-3）

式中r—曲柄長(zhǎng)度；ω—曲柄的角速度；φ—曲柄轉(zhuǎn)角。

活塞由液力端向動(dòng)力端運(yùn)動(dòng)時(shí)，φ=0～π；

活塞由動(dòng)力端向液力端運(yùn)動(dòng)時(shí)，φ=π～2π。

從上述公式說(shuō)明，往復(fù)泵活塞的運(yùn)動(dòng)速度和加速度分別近似地按正弦和余弦規(guī)律變化。

當(dāng)φ=π時(shí)，活塞處于右死點(diǎn)位置；當(dāng)φ=0和2π時(shí)，活塞處于左死點(diǎn)位置。

當(dāng)φ=0～π時(shí)，上述公式中的正負(fù)號(hào)取上面的；

當(dāng)φ=π～2π時(shí)，上述公式中的正負(fù)號(hào)取下面的。4.2.2往復(fù)泵的流量

泵的流量是指，單位時(shí)間內(nèi)泵通過(guò)管道所輸送的液體量。流量通常以單位時(shí)間內(nèi)，所輸送的液體體積來(lái)表示，稱(chēng)為體積流量，用符號(hào)Q表示，單位為L(zhǎng)/s或m3／s、m3／min等。

1.理論平均流量Qth

往復(fù)泵在單位時(shí)間內(nèi)，理論上應(yīng)輸送的液體體積，稱(chēng)作泵的理論平均流量。往復(fù)泵的流量與活塞工作面積F，活塞沖程S以及沖程次數(shù)有關(guān)。

對(duì)于單作用泵：

Qth＝iFSn(4－4)

對(duì)于雙作用泵：

Qth＝i(2F-f)Sn(4－5)在公式(4-4)和(4-5)中:

Qth—理論平均流量，m3/min；S—沖程，m；

i—液缸個(gè)數(shù)；F—活塞面積，m2；

n—曲柄轉(zhuǎn)速，r/min；f—活塞桿截面積，m2。

2.實(shí)際平均流量Q

泵在實(shí)際工作中由于存在：吸入閥和排出閥一般不能及時(shí)關(guān)閉；密封處可能有高壓液體泄漏；液缸中或液體中可能混有空氣而降低吸入充滿(mǎn)度，等等原因。所以，往復(fù)泵的實(shí)際平均流量要低于理論平均流量。即

Q＝μQth

（4-6）

式中μ—流量系數(shù)，它反映泵內(nèi)泄露損失的大小。一般取μ=0.85～0.95。

往復(fù)泵的實(shí)際工作過(guò)程與理論工作過(guò)程有一定的差異，而使泵實(shí)際流量小于理論流量，具體分析如下：1.吸入過(guò)程

在排出終了和吸入開(kāi)始的瞬間，排出閥由于滯后不能及時(shí)關(guān)閉，同時(shí)吸入閥不能及時(shí)開(kāi)啟。當(dāng)吸入過(guò)程結(jié)束，活塞從前死點(diǎn)開(kāi)始向右移動(dòng)，工作腔內(nèi)的液體壓力不可能驟降，而是逐漸下降，使排出閥關(guān)閉。同時(shí)，只有當(dāng)泵內(nèi)壓力低于吸入管線(xiàn)壓力時(shí)，吸入閥開(kāi)啟，液體才開(kāi)始吸入，所以泵的實(shí)際吸入行程要比理想的短。此外，在吸入過(guò)程中存在著高壓液體通過(guò)已關(guān)閉的排出閥密封面向工作腔的泄漏（對(duì)于雙作用泵，還存在另一工作腔的高壓液體通過(guò)活塞密封面向低壓側(cè)的泄漏)；

外界空氣通過(guò)密封不嚴(yán)密處進(jìn)入工作腔；

溶解在液體中的氣體因壓力降低而析出以及液體吸入時(shí)帶進(jìn)來(lái)的氣體，這些都占據(jù)了一定的工作腔容積，使實(shí)際吸入的液體小于行程容積，造成容積損失。2.排出過(guò)程

在排出開(kāi)始瞬間，吸入閥由于滯后也不能及時(shí)關(guān)閉，以及液體在高壓下的可壓縮性(特別是工作腔內(nèi)含有氣體則更為明顯)，使工作腔內(nèi)的液體壓力不可能驟增，而是逐漸升高，直至吸入閥關(guān)閉，腔內(nèi)壓力大于排出管線(xiàn)壓力后，排出閥開(kāi)啟，液體才開(kāi)始排出。實(shí)際排出行程也要比理論行程短，在排出過(guò)程中也存在高壓液體通過(guò)吸入閥密封面以及活塞，填料箱等密封處向低壓側(cè)的泄漏，使實(shí)際排出的液體量小于行程容積。綜上所述，導(dǎo)致實(shí)際流量小于理論流量的主要原因是：

吸入和排出過(guò)程開(kāi)始階段的沖程損失，壓縮液體和氣體等引起的沖程損失和各密封處的漏失損失。

即，一方面由于實(shí)際進(jìn)泵液體小于理論流量，另一方面由于進(jìn)泵后獲得能量的液體存在漏失。3.瞬時(shí)流量Qcm

對(duì)于單作用泵：

Qcm＝Fu(4－7)

即Qcm≈±Frωsinφm(4－8)

公式中下標(biāo)m表示曲柄或液缸的順序編號(hào)1、2、3等。

從公式可知，當(dāng)φm=0，π，2π時(shí)，活塞處于死點(diǎn)位置，此時(shí)刻，其瞬時(shí)流量都為零。

對(duì)于單作用泵：

Qcfm≈±Frωsinφm(4－9)

Qcam≈±(F-f)rωsinφm(4－10)

公式中±號(hào)如何選?。寒?dāng)φm=0～π時(shí)，公式前取+號(hào)；當(dāng)φm=π～2π時(shí)，公式前取-號(hào)。

實(shí)際上，往復(fù)泵一般都是由幾個(gè)液缸組成，整臺(tái)泵的瞬時(shí)流量由同一時(shí)刻各液缸瞬時(shí)流量疊加而成。計(jì)算整臺(tái)泵的瞬時(shí)流量時(shí)，要根據(jù)各曲軸間的角相位差決定公式中的角參數(shù)。

4.往復(fù)泵的流量曲線(xiàn)及其應(yīng)用

往復(fù)泵在工作時(shí)，在曲柄旋轉(zhuǎn)一周(2π)內(nèi)，各液缸(或工作室)及泵的瞬時(shí)流量按一定規(guī)律變化。

（1）流量曲線(xiàn)

如果以曲柄轉(zhuǎn)角φ為橫坐標(biāo)，流量為縱坐標(biāo)，即可作出泵的瞬時(shí)流量和平均流量隨曲柄轉(zhuǎn)角變化的曲線(xiàn)，稱(chēng)之為泵的流量曲線(xiàn)。它直觀地反映出了整臺(tái)泵與液缸或工作室瞬時(shí)流量之間的關(guān)系，及其隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系。圖4-4單缸單作用泵流量曲線(xiàn)圖4-5單缸雙作用泵流量曲線(xiàn)圖4-6雙缸單作用泵流量曲線(xiàn)圖4-7雙缸雙作用泵結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖及流量曲線(xiàn)圖4-8三缸單作用泵結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖及流量曲線(xiàn)圖4-4、圖4-5、圖4-6、圖4-7和圖4-8分別是單缸單作用泵、單缸雙作用泵、雙缸單作用泵、雙缸雙作用泵和三缸單作用泵的流量曲線(xiàn)。

（2）流量曲線(xiàn)的應(yīng)用

①可判斷泵流量的均勻程度。

通過(guò)流量曲線(xiàn)可以找到理論流量的最大值Qmax、最小值Qmin及理論平均流量Qth。

任何類(lèi)型的往復(fù)泵，在曲柄轉(zhuǎn)動(dòng)一周的過(guò)程中，其理論瞬時(shí)流量都是變化的。在往復(fù)泵的運(yùn)行中，總希望泵的流量均勻，工作平穩(wěn)。故引入了泵的流量不均度，來(lái)衡量泵的流量不均勻程度。

往復(fù)泵的流量不均度σQ為：(Qmax-Qmin)與Qth的比值。即

σQ＝(Qmax-Qmin)/Qth

（4-11）顯然，對(duì)于不同類(lèi)型的往復(fù)泵，其流量不均度是不一樣的，它們皆可由流量曲線(xiàn)求得。

幾種往復(fù)泵的流量不均度如下：

單缸單作用泵3.14;單缸雙作用泵1.7～1.85;雙缸單作用泵1.57;雙缸雙作用泵0.33～0.48;三缸單作用泵0.141；四缸單作用泵0.325。比較而言，三缸單作用泵工作更平穩(wěn)。

②可確定泵輸送的液體體積。

用A表示曲線(xiàn)與橫坐標(biāo)軸圍成的面積，V表示泵所輸送的液體體積，則流量體積V與面積A有如下關(guān)系：

V＝A/ω

（4-12）

③可檢驗(yàn)曲柄布置是否合理。

從流量曲線(xiàn)可發(fā)現(xiàn)各液缸瞬時(shí)流量疊加是否合理，從而檢驗(yàn)曲柄布置方案的合理性。4.2.3流量不均勻的危害及解決方案

1.往復(fù)泵流量不均勻的危害

往復(fù)泵瞬時(shí)流量的脈動(dòng)，引起吸入管路和排出管路中液體的不均勻流動(dòng)，從而產(chǎn)生了加速度和慣性力，增加了泵的吸入和排出阻力。將將導(dǎo)致的危害性有：

降低泵的吸入性能；引起管路壓力脈動(dòng)及管路振動(dòng)；破壞泵的穩(wěn)定運(yùn)行。

2.解決方案

①合理布置曲柄的位置。

②采用多缸泵或無(wú)脈動(dòng)泵。目前多使用三缸單作用泵。

③縮短管路長(zhǎng)度，增大內(nèi)徑，減小往復(fù)次數(shù)(即沖數(shù))。

④設(shè)置空氣包。儲(chǔ)存和釋放液體，使脈動(dòng)程度降低。4.3.1往復(fù)泵的有效揚(yáng)程

往復(fù)泵的揚(yáng)程：?jiǎn)挝毁|(zhì)量(或重量)的液體經(jīng)過(guò)泵后增加的能量，用單位J/kg或J/N表示，也可用m液柱表示。

液體的位置水頭、壓力水頭和速度水頭分別表示單位重量液體所具有的位能、壓能及動(dòng)能大小。它們之和是液體的總水頭，即單位重量液體所具有的總能量。4.3往復(fù)泵的性能參數(shù)1.泵的揚(yáng)程用下式表示：

（4-13）

式中pA、pB分別為吸入罐和排出罐的液面壓力，Pa；

cA、cB分別為吸入罐和排出罐液面上液體的流速，m/s；

Z為吸入罐與排出罐液面總高度差，Z=Z1+Z0+Z2，m；

Z1為吸入罐斷面處至吸入罐液面的高度差，m；

Z2為排出罐斷面處至排出罐液面的高度差，m；

Z0為真空表與壓力表的高度差，m；

∑h為吸入管和排出管段內(nèi)總的水力損失，m。當(dāng)pA=pB，cA≈0，cB≈0，且pA=pB

時(shí)，則(4-13)變?yōu)椋?/p>

H＝Z+∑h

（4-14）

2.泵的有效揚(yáng)程可直接根據(jù)表壓讀數(shù)計(jì)算，即

（4-15）

式中pv為吸入口處真空表的讀數(shù)；pg為排出口處壓力表的讀數(shù)。

在工程實(shí)際計(jì)算時(shí)，由于pv和Z0相對(duì)很小，可略去不計(jì)，通常直接用表壓力代表泵的有效揚(yáng)程。即

H≈pg/ρg4.3.2往復(fù)泵的功率

1.泵的有效功率

往復(fù)泵的功率：?jiǎn)挝粫r(shí)間內(nèi)液體由泵所獲得的總能量，即為泵的輸出功率(有效功率)?？杀硎緸?/p>

NO=ρgQH/1000（4-16）

式中NO—輸出功率，Kw；ρ—被輸送液體的密度，kg/m3；Q—泵的實(shí)際平均流量，m3/s。

2.泵的效率

泵的總效率為η=NO/Ni

（4-17）

式中η為泵的總效率；Ni為輸入功率，且Ni＞NO。

3.一臺(tái)泵組所需的動(dòng)力機(jī)功率為：

Np=Ni/ηtr=NO/(ηηtr)（4-18）4.3.3往復(fù)泵的效率

1.機(jī)械效率

泵的機(jī)械效率為ηm=(Ni-ΔNm)/Ni

（4-19）

2.容積效率

泵的容積效率為ηv=Q/(Q+ΔQ)（4-20）

式中η為泵的總效率；Ni為輸入功率，且Ni＞NO。

3.水力效率

泵的水力效率為ηh=H/(H+hb)（4-21）

4.總效率

泵的總效率為η=NO/Ni=ηmηvηh

（4-22）

泵的總效率可由試驗(yàn)測(cè)定。

一般情況下，可取η=0.75～0.90。4.3.4往復(fù)泵的特點(diǎn)

1.瞬時(shí)流量不均勻；

2.具有自吸能力。往復(fù)泵所以能從吸入池中吸入液體，是由于活塞在液缸內(nèi)運(yùn)動(dòng)，使缸內(nèi)壓力低于吸入池液面上的壓力，在壓力差的作用下液體流進(jìn)液缸。

液缸內(nèi)的吸入壓力不能無(wú)限制地降低。因?yàn)楫?dāng)吸入壓力小于或等于液體在該溫度下的汽化壓力時(shí)，部分液體就會(huì)在缸內(nèi)開(kāi)始汽化，其結(jié)果將使泵的充滿(mǎn)系數(shù)降低，甚至產(chǎn)生氣蝕現(xiàn)象。嚴(yán)重的氣蝕將導(dǎo)致水擊，使泵不能正常工作，甚至損壞泵的零部件。

所以，應(yīng)使液缸內(nèi)的最小吸入壓力始終大于液體的汽化壓力。

3.排出壓力與結(jié)構(gòu)尺寸和轉(zhuǎn)速無(wú)關(guān)。往復(fù)泵的流量幾乎與排出壓力無(wú)關(guān)，不能用關(guān)閉出口閥調(diào)節(jié)流量，否則將引起動(dòng)力機(jī)過(guò)載或泵的損壞。往復(fù)泵一般都設(shè)有安全閥，當(dāng)泵壓超過(guò)一定限制時(shí)，就會(huì)自動(dòng)打開(kāi)泄壓。

4.泵閥運(yùn)動(dòng)滯后于活塞運(yùn)動(dòng)。活塞速度越快，滯后現(xiàn)象就越嚴(yán)重，所以提高泵速受限制。

5.適用于高壓、小流量和高粘度的液體。如表所列，是幾種液體在不同溫度下的汽化壓力。4.4.1往復(fù)泵的特性曲線(xiàn)

往復(fù)泵的特性曲線(xiàn)：是表示泵的流量、功率、效率等參數(shù)與壓力之間的關(guān)系曲線(xiàn)。

往復(fù)泵在單位時(shí)間內(nèi)排出的液體體積取決于活塞或柱塞的截面積A，沖程長(zhǎng)度S、沖次n以及缸數(shù)i，而與往復(fù)泵的排出壓力無(wú)關(guān)。4.4往復(fù)泵的裝置特性如圖4-9所示。若以橫坐標(biāo)表示泵的流量Q，以縱坐標(biāo)表示壓力p，則泵的理論特性曲線(xiàn)(p-Q曲線(xiàn))應(yīng)是垂直于橫坐標(biāo)的直線(xiàn)（實(shí)線(xiàn)）。

實(shí)際上，隨著泵壓的提高，泵的漏失量將增加，即流量系數(shù)μ要相應(yīng)變小，所以泵的流量隨著泵壓的升高略有減小，即p-Q曲線(xiàn)略有傾斜，如圖4-9中的虛線(xiàn)所示。圖4-9往復(fù)泵特性曲線(xiàn)對(duì)鉆井泵而言，其泵壓是隨井深增加而加大的，因此當(dāng)井深增加時(shí)，即使缸套和泵沖數(shù)都不變，泵流量亦將有所減小。

實(shí)際上，泵的沖數(shù)決定于動(dòng)力機(jī)轉(zhuǎn)速和機(jī)械傳動(dòng)比，當(dāng)機(jī)械傳動(dòng)比一定時(shí)，如果動(dòng)力機(jī)驅(qū)動(dòng)特性較硬(如柴油機(jī)直接驅(qū)動(dòng)泵)，泵沖數(shù)基本上不受泵壓變化的影響，泵的流量如圖4-9所示。

若動(dòng)力機(jī)驅(qū)動(dòng)的特性較軟(如液力變矩器驅(qū)動(dòng)泵)，隨著泵壓的變化，泵的沖數(shù)隨之變化，其流量自動(dòng)調(diào)節(jié)，以保證往復(fù)泵在一定范圍內(nèi)接近恒功率工作，此時(shí)泵的p-Q曲線(xiàn)接近雙曲線(xiàn)。4.4.2往復(fù)泵的工況點(diǎn)

泵必須和管路組成一定的輸送系統(tǒng)，才能輸送液體，在輸送的過(guò)程中，液體遵守質(zhì)量守恒和能量守恒這兩個(gè)基本規(guī)律，即是說(shuō)，單位時(shí)間內(nèi)由泵所輸送的液體的流量Q等于流過(guò)管路任一斷面的液體量Q′。同時(shí)，泵所提供給液體的能量H全部消耗在管路的能量損失和提高液體靜壓能上。即H＝H′。

H′為單位質(zhì)量液體流過(guò)管路的能量損失及液體的靜揚(yáng)程之和。若用Hpot表示靜揚(yáng)程，則H′=Hpot＋∑h。

∑h是單位質(zhì)量液體流過(guò)管路的能量損失，可表達(dá)為

∑h=kQ2

（4－23）

對(duì)于固定管路，k為常數(shù)。則管路特性為

H′=Hpot＋kQ2

（4－24）

將（4-24）式中的揚(yáng)程轉(zhuǎn)換為壓力降。則以壓力降表示的管路特性即為

△p＝ρgHpot＋ρgkQ2

（4－25）

式中ρ為流體的密度，kg/m3；g為重力加速度，N/kg。

以流量Q為橫坐標(biāo)，壓力降△p為縱坐標(biāo)，就可作出往復(fù)泵的管路特性曲線(xiàn)。往復(fù)泵的管路特性曲線(xiàn)為一拋物線(xiàn)。

圖4-10為往復(fù)泵與管路聯(lián)合工作的特性曲線(xiàn)。圖4-10往復(fù)泵與管路聯(lián)合工作的特性曲線(xiàn)從圖4-10的曲線(xiàn)可知，當(dāng)流量不變，管路發(fā)生變化時(shí)，k將隨之發(fā)生變化，管路壓力將發(fā)生變化；當(dāng)管路系統(tǒng)一定是，流量發(fā)生變化時(shí)，管路壓力也將發(fā)生變化。

這說(shuō)明：往復(fù)泵給出的壓力總是與負(fù)載(指管路阻力)直接相關(guān)，負(fù)載增大，泵壓升高。反之，泵壓就下降。4.4.3鉆井泵的臨界特性

對(duì)于鉆井泵來(lái)說(shuō)，由于井深是不斷變化的，而排出管路長(zhǎng)度LI隨之改變，∑h不斷增大，即k隨井深變化而變化。通常鉆井泵的吸入池和排出池是共用的，因此，靜壓頭為零。

圖4-11為不同井深時(shí)鉆井泵的管路特性曲線(xiàn)。圖4-11不同井深時(shí)鉆井泵的管路特性曲線(xiàn)1.鉆井泵的工況點(diǎn)

將泵的特性曲線(xiàn)按同樣的比例繪制在管路特性曲線(xiàn)圖上，即得到泵與管路聯(lián)合工作特性曲線(xiàn)。泵特性曲線(xiàn)和管路特性曲線(xiàn)的交點(diǎn)即泵的工作點(diǎn)。

如圖4-12所示，當(dāng)流量為Q1時(shí)，不同井深LI的工作點(diǎn)分別為A1、A1’、A1”…；當(dāng)流量為Q2時(shí)，工況點(diǎn)則為A2、A2’、A2”…。圖4-12鉆井泵與管路聯(lián)合工作的特性曲線(xiàn)由圖4-12中還可以看出，在井深一定時(shí)，泵流量不同，管中消耗的壓力亦不同。如泵流量從Q2降到Q1，泵的工作點(diǎn)則從A2、A2’、A2”變?yōu)锳1、A1’、A1”，泵壓下降。

同樣，在泵流量一定的情況下，井深增加(如從L1曲線(xiàn)變?yōu)長(zhǎng)3曲線(xiàn))，泵壓也隨之升高。圖4-12鉆井泵與管路聯(lián)合工作的特性曲線(xiàn)2.鉆井泵的臨界特性

在往復(fù)泵的設(shè)計(jì)和使用過(guò)程中，一般受到兩種條件限制。一是泵的最大沖次的限制。

對(duì)鉆井泵來(lái)說(shuō)，沖次過(guò)高，不僅會(huì)加速活塞和缸套的摩擦，使吸入條件惡化，降低使用效率，還會(huì)使泵閥產(chǎn)生嚴(yán)重的撞擊，大大縮短泵閥壽命。因此，鉆井泵如要正常工作，其沖次就不能超過(guò)允許值。

所謂泵的臨界工作特性曲線(xiàn)，即是泵正常工作的限制曲線(xiàn)，泵的工作點(diǎn)不能超越該曲線(xiàn)，否則不能保證泵正常工作，在臨界特性曲線(xiàn)上通常還根據(jù)井身結(jié)構(gòu)及鉆具組合繪出各種井深時(shí)的管路特性曲線(xiàn)。

（1）以泵的活塞桿、曲柄、連桿機(jī)構(gòu)等傳動(dòng)零件的強(qiáng)度極限為泵的臨界工作條件。

在這種情況下，主要應(yīng)限制活塞力pF不超過(guò)某一常數(shù)。對(duì)泥漿泵來(lái)說(shuō)，選用不同直徑的缸套，借以達(dá)到控制活塞力與調(diào)節(jié)泵的流量的目的。

（2）以發(fā)動(dòng)機(jī)功率作為泵工作的臨界條件。

這是當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)(一部或數(shù)部)所能提供的最大有效功率小于泵的設(shè)計(jì)功率時(shí)，所應(yīng)考慮的問(wèn)題。在這種情況下，泵的強(qiáng)度是可以保證的，泵壓和流量取決于發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際所能提供的有效功率N，即按pQ＝N來(lái)選取泵壓和流量。（3）以排出管線(xiàn)的耐壓強(qiáng)度為臨界條件。

這種情況下，主要是限制小直徑缸套時(shí)泵的壓力。如圖4－13所示。管線(xiàn)允許的最大壓力為p0因此，在流量為Q5時(shí)，泵壓只能增高到p0為止，不能增高到p5。若再繼續(xù)鉆進(jìn)，泵壓升高，管線(xiàn)可能破裂(特別是橡膠水龍帶)。

圖4-13所示,以Q為橫坐標(biāo)，p為縱坐標(biāo)，分別作出每一級(jí)缸套(設(shè)為5級(jí)缸套)下的泵特性曲線(xiàn)。并在其上標(biāo)定各級(jí)缸套極限工作壓力點(diǎn)1，2，…5，折線(xiàn)1-1“-2-2”-3-3“-4-4”-5為該泵的臨界工作特性曲線(xiàn)。圖4-13機(jī)械傳動(dòng)鉆井泵的臨界特性曲線(xiàn)NN′

這些點(diǎn)在虛線(xiàn)所示的雙曲線(xiàn)n0上，雙曲線(xiàn)是按N＝pQ＝常數(shù)繪制的，是泵的等功率曲線(xiàn)。

井的深度不同，其管路特性曲線(xiàn)不同。例如在某井深時(shí)，其管路特性曲線(xiàn)為Ox，隨著井深增加,Ox線(xiàn)逐漸上移，比如移到Oy位置，則變?yōu)榱硪粭l管路特性曲線(xiàn)。圖4-13機(jī)械傳動(dòng)鉆井泵的臨界特性曲線(xiàn)NN′

若繼續(xù)鉆進(jìn)，井深將繼續(xù)增加，泵仍以最大直徑（φ1）的缸套工作，則壓力將高于P1即超過(guò)臨界點(diǎn)1，泵的傳動(dòng)零件強(qiáng)度所不允許。圖4-13機(jī)械傳動(dòng)鉆井泵的臨界特性曲線(xiàn)NN′

為了使泵不過(guò)載，必須改用較小直徑(φ2)缸套工作。使泵在流量Q2下工作。這樣泵的工作點(diǎn)過(guò)渡到b‘點(diǎn)。從b‘點(diǎn)開(kāi)始，工作點(diǎn)沿b’－2逐漸移到2點(diǎn)后，又必須換用更小直徑φ3缸套工作等等。圖4-13機(jī)械傳動(dòng)鉆井泵的臨界特性曲線(xiàn)NN′3.鉆井泵臨界特性曲線(xiàn)的應(yīng)用

臨界特性曲線(xiàn)對(duì)泵的使用和設(shè)計(jì)都是有實(shí)際指導(dǎo)意義的，它主要表現(xiàn)在:

(1)根據(jù)泵的特點(diǎn)，合理的控制流量和泵壓，以保證泵工作正常。

(2)采取有效措施，盡可能的提高泵的功率利用率。

(3)為泵的強(qiáng)度設(shè)計(jì)提供了理論根據(jù)。

當(dāng)所選發(fā)動(dòng)機(jī)功率完全可以滿(mǎn)足泵的功率要求時(shí)。應(yīng)以泵的活塞桿、曲柄連桿機(jī)構(gòu)強(qiáng)度極限決定流量和最高泵壓，即保證pF＝常數(shù)。

當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)功率小于泵的設(shè)計(jì)功率時(shí)，應(yīng)以發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際功率決定流量和最高泵壓。各級(jí)缸套的直徑(或截面積)以及相應(yīng)的最高壓力，應(yīng)按等強(qiáng)度原則設(shè)計(jì)。4.4.4往復(fù)泵的性能調(diào)節(jié)

往復(fù)泵與一定的管路系統(tǒng)組成統(tǒng)一的裝置后，其工況點(diǎn)一般也是確定的。有時(shí)為了某些需要，希望人為地調(diào)節(jié)泵的流量，以改變工況，稱(chēng)之為性能調(diào)節(jié)泵。

1.流量調(diào)節(jié)

鉆井泵常用的調(diào)節(jié)流量的