601

Расчетная часть-Расчет электроцентробежного насоса ЭЦН5-125-1450 и ЭЦН5-80-500-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

ID: 176767
Дата закачки: 17 Января 2017
Продавец: lelya.nakonechnyy.92@mail.ru (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Диплом и связанное с ним
Форматы файлов: Microsoft Word
Сдано в учебном заведении: ******* Не известно

Описание:
Расчетная часть-Расчет электроцентробежного насоса ЭЦН5-125-1450 и ЭЦН5-80-500: Подбор оборудования к скважине, Определение основных технических показателей: подачи насоса, требуемого напора и мощности двигателя, Выбор погружного насоса, Расчет геометрии ступени насоса, Расчет вала насоса, Расчет затяжки пакета ступеней, Расчёт на прочность НКТ, Расчёт геометрических размеров кожуха электродвигателя-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Комментарии: 1.5. Выбор прототипа.

На основе изученного материала и анализа отечественных и зарубежных конструкций установок электроприводных центробежных насосов, Я пришёл к выводу что, наилучшим вариантом прототипа является установка производства ОАО "АЛНАС" (Альметьевский завод погружных электронасосов). Выбранный мною насос является насосом модульного типа обычного исполнения. Основным фактором в выборе насоса отечественного производителя было то, что стоимость данного насоса в восемь раз дешевле по сравнению с западными аналогами. А также затраты на эксплуатацию установок зарубежного производителя больше по сравнению с отечественными производителями.
Напор насоса выбран в соответствии с тем, что насос с приводом будет спускаться ниже уровня перфорации скважины. Это позволяет снизить забойное давление а значит увеличить интенсификацию добычи нефти. Соответственно возникает проблема охлаждения ПЭД, так как пластовая жидкость не омывает электродвигатель, а сразу идёт на приём насоса. Данную проблему можно решить путём установки на электродвигатель кожуха, который пропускает жидкость до приёмной сетки насоса предварительно омывая электродвигатель, что позволяет снизить сопротивление в обмотке, увеличивая мощность, срок службы изоляции обмоточного провода и в целом электродвигателя.
Кожух должен быть выполнен виде тонкостенной трубы, в которой есть специальные крепления к насосу, а так же иметь центраторы, которые обеспечивали бы соосность насоса с тонкостенной трубой.


















Глава 2.
Расчетная часть.























2.1. Подбор УЭЦН к скважине.

Под подбором насосных установок к нефтяным скважинам, в узком, конкретном значении, понимается определение типораз¬мера или типоразмеров установок, обеспечивающих заданную добычу пластовой жидкости из скважины при оптимальных или близких к оптимальным рабочих показателях (подаче, напоре, мощности, наработке на отказ и пр.). В более широком смысле под подбором понимается определение основных рабочих показателей взаимосвязанной системы «нефтяной пласт — скважина — насос¬ная установка» и выбор оптимальных сочетаний этих показате¬лей. Оптимизация может вестись по различным критериям, но в конечном итоге все они должны быть направлены на один ко¬нечный результат — минимизацию себестоимости единицы про¬дукции — тонны нефти. Подбор установок центробежных насосов к нефтяным скважинам ведется по алгоритмам, в основу которых поло¬жены многократно апробированные в нефтяной промыш¬ленности положения и результаты работ, посвященных изу¬чению фильтрации жидкости и газа в пласте и призабойной зоне пласта, движению газо-водо-нефтяной смеси по колонне обсадных труб, законам изменения газосодержания, давления, плотности, вязкости и т.д., изучению теория рабо¬ты центробежных погружных агрегатов, в первую очередь.













2.2. Исходные данные

1. Глубина скважины L = 1800 м
2. Глубина до уровня перфорации L=1700 м
3. Планируемый дебит скважины Q = 125 м3 /сут
4. Газовый фактор G = 0,15 %
5. Коэффициент продуктивности k = 5 м3/МПа*сут
6. Обводненность В = 80 %
7. Плотность нефти ρН =820 кг/м3
8. Плотность воды ρв =1015 кг/м3
9. Плотность газа ΡГ =1кг/м3
10. Пластовое давление РПЛ = 28 МПа
11. Давление насоса РНАС = 3 МПа
12.. Кинематическая вязкость нефти νН = 0,08 м2/сек


Расчётная схема установки представлена на рис. .


















Расчётная схема.



2.3.Подбор оборудования к скважине

Подбор оборудования ЭЦН проводим с помощью ручного счёта при этом используем следующие допущения:
1. Равномерное распределение нефтяной и водяной состав¬ляющих в столбе откачиваемой жидкости на участке «забой сква¬жины — прием насоса» при любых величинах дебитов скважины.
2. Пренебрежение «скольжением» нефти в воде при движе¬нии жидкости по обсадной колонне и колонне НКТ.
3. Температура погружного электродвигателя считается не превышающей нормальную рабочую температуру, если скорость движения охлаждающей жидкости вдоль стенок ПЭД не менее рекомендуемой в технических условиях на ПЭД или в Руковод¬стве по эксплуатации установок ЭЦН.
4. Потери напора (давления) при движении жидкости от за¬боя скважины до приема насоса и от зоны нагнетания насоса до устья скважины пренебрежимо малы по сравнению с напором насоса. [5]

2.3.1. Определение основных технических показателей: подачи насоса, требуемого напора и мощности двигателя.
1)Определение плотности смеси на участке от забоя до динамического уровня жидкости:





где, ρН – плотность нефти;
ρВ – плотность воды
B- количество воды в жидкости;
ρсм- плотность смеси;
ρЖ- плотность жидкости;
Г - текущее объемное газосодержание ( Г=0,15)
ρг – плотность газа;
2) Определяем забойное давление
,

где Q – планируемый дебит
PПЛАСТ – давление пласта
kПРОД - коэффициент продуктивности
3) Определение динамического уровня.


4) Определение давление на приёме насоса.


5) Глубина подвески насоса.


Так как уровень перфорации находится на глубине 1700 м, то установку с кожухом спускаем до уровня перфорации 1700 м.

2.3.2. Выбор погружного насоса.
1) Выбор типоразмера НКТ для подвески установки.
Принимаем по подаче DНКТ = 76мм - наружный диаметр НКТ
h = 5,5мм - толщина стенки
Внутренний диаметр НКТ:
dНКТ = DНКТ – 2h
dНКТ = 76 – 11=65 мм
7) Определение требуемого напора насоса для заданных условий эксплуатации
Принимаем коэффициент гидравлического сопротивления: λНКТ = 0,03
Принимаем переводной временной коэффициент: Е = 86400
Скорость движения жидкости по НКТ:

(2.8)
Потери напора по длине НКТ:
∆hТР = 7 м (2.9)
(2.10)
ННАС = 1428м
2) Выбираем из (1,стр.381) насос исходя, из дебита скважины
( Q = 125 м3/сут ) и напора насоса (ННАС = 1428 м ) ,
Подходит насос : ЭЦНА5 – 125 – 1450;
Завод изготовитель : ОАО «АЛНАС»
Коэффициент полезного действия : 58,5 %
Количество ступеней: 320 шт.
Длина: 10760 мм.
Масса: 360 кг.
Количество секций (длина секции), м: 2(5+5). [2]
3) Определение коэффициентов изменения характеристик насоса при работе на реальной пластовой жидкости
(2.11)
- коэффициент изменения подачи
(2.12)
- коэффициент изменения КПД
(2.13)
- коэффициент изменения напора
4) Уточняем типоразмер выбранных насосов с учетом напора и определяем, изменение числа ступеней, которое нужно добавить или снять для подгонки характеристики насоса к рабочей точке.
Оптимальный напор 100 ступеней H0 = 450 м (по характеристике
насоса УЭЦНА5 – 125)

Оптимальный напор одной ступени
Необходимое число ступеней для обеспечения напора
  где, (2.14)
ННАС.ОПТ - оптимальный напор насоса
(2.15)

2.3.3. Выбор типа двигателя и гидрозащиты.
1)По условиям эксплуатации и уточненной характеристики насоса определяем
КПД насоса ηНАС = 0,58 
КПД насоса на вязкой жидкости ηНАСV = ηНАС · KηV = 0,97 · 0,58 = 0,56
Гидравлическая мощность (2.16)

Мощность насоса (2.17)

2)По мощностью привода насоса выбираем тип двигателя по табл. 5.21
(1,стр. 472): асинхронный - погружной серии ПЭД 32-103
Основные параметры двигателя
Рабочее напряжение U=1000 (B)
Рабочий ток I=27,5 (A)
К.П.Д η=81 (%)
Скольжение S= 5,5 (%)
Наружный диаметр корпуса двигателя DДВИГ= 103 (мм)
Внутренний диаметр корпуса двигателя dВН.ДВИГ= 92 (мм)
3)По выбранному типу электродвигателя подбираем тип гидрозащиты по табл. ( ): 2Г52 ТУ 338-030-00220440-96 (обычного исполнения);
Массогабаритные характеристики гидрозащиты типа 2Г52. [2]
Таблица 2.1
Тип Протектор Компенсатор Масса, кг
 DКОР, мм L, мм  DКОР, мм L, мм протектор компенсатор
2Г52 92 864 103 1005 40 21

Данная гидрозащита имеет большую наработку на отказ, по сравнению с другими отечественными аналогами.

2.4. Расчет геометрии ступени насоса.
Расчёт ведется на основе конструктивно – аналитического метода, т.е геометрические размеры меридианного сечения ступени определяют на основе статистических зависимостей конструктивных коэффициентов от критерия подобия.
В конструктивно – аналитическом методе как энергетические параметры ступени, так и конструктивные коэффициенты (рис.2.2 ) заданны в функции от критерия подобия.
Выбор этого критерия подобия а не обычно применяемого в насосостроении коэффициента быстроходности обусловлен тем, что при проектировании ступени погружного насоса наряду с подачей и частотой вращения задают диаметральный габарит ступени, при неизвестном её напоре.
В методике принято, что для насосов типа ЭЦН ступень разрабатывается в расчёте на воду с последующим пересчётом характеристики на нефтегазоводяную смесь.
Для проектирования ступени задаются следующими исходными данными приведёнными в табл. 2.2. К ступени предъявляются также конструктивные и технологические требования, обусловленными соображениями прочности, эксплуатационного ресурса и технологии изготовления ступени. [6]
Исходные данные.
Таблица 2.2
1.Подача на оптимальном режиме ступени. Q =125м3/сут
2. Частота вращения вала электродвигателя. n=2910 мин-1
3. Максимальный диаметр проточной части ступени. DВК=0,0745 м
4. Диаметр вала насоса. dВ=0,017м

Рис.2.2 Зависимость конструктивных коэффициентов от параметра П.



Расчётная схема.

Рис.2.3 Рабочее колесо ступени.
Расчёт.
1. Определение критерия подобия:
(2.19)

2. Приближенно определяем к.п.д. и напорность при оптимальном режиме ступени. По приведённым параметрам ступени определяем к.п.д. и напорность.
(2.20)

(2.21)


(2.22)


3. Максимальный внешний диаметр рабочего колеса.
(2.23)

4. Диаметр втулки рабочего колеса устанавливают, исходя из конструктивных соображений. Значительное увеличение отношения
(2.24)
по сравнению с принятой в настоящей методике

может привести к снижению энергетических параметров ступени.
(2.25)


5. Ширина канала рабочего колеса на выходе.
(2.26)



6. Ширина канала рабочего колеса на входе.
(2.27)


7. Наружный диаметр верхнего диска рабочего колеса.
(2.28)


8. Эквивалентный диаметр.
(2.29)


8. Наибольший и наименьший диаметр входных кромок колеса.
(2.30)

(2.31)

9. Диаметр диафрагмы направляющего аппарата.
(2.32)


10. Ширина канала направляющего аппарата.
(2.33)


11. Высота средней линии лопатки направляющего аппарата.
(2.34)


12. Монтажная высота ступени (определяют ориентировочно).
(2.35)


Оптимальное число лопастей рабочего колеса z=8 (см. 6,стр.161 ).
Примечание:
1.Ширина меридианного сечения от b1 до b2 должна изменяться плавно.
2. Для Выравнивания скоростей потока перед входом в лопаточную решётку внутренней поверхности входного участка ведомого диска до радиуса сопряжения придаётся коническая форма с углом наклона к оси 15-300.
3. При профилировании лопасти колеса положение входной кромки уточняется.
4. Радиус сопряжения ведущего диска подбирают таким, чтобы между обоими дисками на пересечении средней линии канала с входной кромкой лопастей вписывалась окружность диаметром b1, чтобы обеспечить входную высоту канала колеса, равную b1. [6]


2.5. Расчет вала насоса.

Расчет вала насоса на прочность следует проводит по максимальному моменту вала насоса во время пуска. Расчётная схема приведена на рис. .
Из [6,стр.149] по формуле (9.22) используется уравнение определения максимального крутящего момента на валу насоса:

МВ.МАХ = ΣМТ + + (2.36)



Рис. 2.4 Расчётная схема.
Где ΣМТ – суммарный момент трения насоса
МН - момент сопротивления насоса
МД – максимальный момент, развиваемый электродвигатель при его пуске.
JД,JН – приведенные к валу моменты инерции массы ротора двигателя и вращающихся масс насоса.

1.1. Определение суммарного момента трения насоса.
Суммарный момент трения насоса складывается из момента трения в ступицах (МТСТ), в подшипниках скольжения (МПОДШ) и в опорных пятах (МПЯТ).
а) По таблице 9.2 [6,стр.149] принимаем МТСТ = 3 (для 100 ступеней). У выбранного насоса имеются 148 ступеней, поэтому момент в ступицах 148 ступеней насоса равен:

МТСТ=
б) Изменение моментов трения в подшипниках определяют по графикам рис.9.7 [6 ,стр.150]. Из графика, принимаем МПОДШ= 0,5
в) Определить момент трения в опорных пятах
РВ – вес вала
РВ = = (2.37)
РВ=
Где dB- по [12,стр.22] соответственно ЭЦНА5 dB = 17 мм
ρСТ- плотность стали ρСТ =7800 кг/м3
LH= 5б2 (м) - длина насоса по [ 2 ,стр.155]
РРК= (2.38)
РРК= = 595,8 Н

Где z=320 - число ступеней насоса
р=0,19 кг - вес одного чугунного рабочего колеса.

R= 48 (мм) - приведенный радиус пяты [6,стр.22]
f= 0,12 - коэффициент трения пяты [8, стр. 77]

По принимаемым величинам, определяем МПЯТ

(2.39)


Из (а),(б),(в) ΣМТ = МТСТ + МПОДШ + МПЯТ = 9,6+ 0,5+ 3,95 = 14,05

1.2. Момент сопротивления насоса рассчитывается формулой 9.25 [ ,стр. 150]
(2.40)

Где МНН = 175 (н.м) - момент на валу при номинальном числе оборотов на режиме закрытой или открытой задвижки ( по 2 ,стр. 150)
n= 2828 (об/мин) - переменная частота вращения [ 8 ,стр.27]
nН= 3000 (об/мин) - номинальная частота вращения [ 8 ,стр.27]

а)Момент двигателя на валу для периода разгона МД
Для асинхронного двигателя, по [6,стр.147] по формуле (9.15) он выражается:

МД= (2.41)
Мд=
Где МО= 392 - опрокидывающий момент двигателя [табл.21- 6,стр.77]
t = 0,06 - переменное скольжение [табл.22- 6,стр.78]
tO= 0,2 - скольжение, при котором происходит опрокидывание двигателя [табл.22- 6,стр.78]

б)Момент инерции вращающихся масс насоса
RРК= 37,25 мм - радиус рабочего колеса [2,стр.256]
RB= 8,5 мм - радиус вала насоса
Масса вала:
МВ= РВ/g (2.42)
МВ = 90б26/9,81 = 9,2 кг

Масса рабочих колес :
МРК= РРК/g (2.43)
МРК = 595,8/9,81=60,7 кг


(2.44)

в) Момент инерции массы ротора двигателя
По [ 2] принимаем:
МД= 64,4 кг - масса ротора двигателя
RP= 49 мм - радиуса ротора двигателя
LP= 4600 мм - длина ротора
LВД= 4685 мм - длина вала двигателя
Ротор двигателя состоит из меди – ρМ= 9300 кг/м3
(2.45)
кг
(2.46)
кг
(2.47)


По вычисленным величинам, определяем максимальный крутящий момент на валу насоса при его пуске:

МВ.МАХ = ΣМТ + + (2.48)

МВ.МАХ =14,05 + +
МКР= МВ.МАХ = 54
По таблице принимаем момент сопротивления у шлицевой части вала насоса WB= 0,66.10-6 м3
τКР= МКР/ WB (2.49)
τКР= МПа





Таблица 2.3
Диаметр вала d B , Мм
 Обозначение шли-цевого соединения, ZxdxD Момент сопротивления Кручению, W,CM3
17 6x14x7 0,666
20 6x16x20 1,032
22 6x18x22 1,482

При расчете вала насоса рекомендуется учитывать изгибающий момент, действующий на шлицевой конец вала:
Р1- радиальная нагрузка на вал, зависящая от несоосного соединения валов насоса и протектора
k= 0,5 – коэффициент, учитывающий компенсирующее влияние зазоров [8,стр.77]
JB= 0,011 – момент инерция вала насоса
По рис. 20 [2,стр.168] определяем основные размеры
l= 46,5 мм
с= 51,3 мм
b= 24 мм
Е= 2,1.1011 МПа - модуль упругости стали
Δу= 0,02 - стрела прогиба шлицевого конца вала [13,ср.78]

Р1= k (2.50)
Р1= кН

МИЗГ= (2.51)
МИЗГ= кН

Изгибающее напряжение на опасном сечении шлицевой части вала:
σИЗГ = (2.52)
σИЗГ = МПа
Эквивалентное напряжение по четвертой теории прочности
σЭКВ= (2.53)
σЭКВ= МПа
По [6,стр.151] валы погружных центробежных насосов изготавливают из прутков, для изготовления прутков используют коррозионно - изностойкую высокопрочную сталь ОЗХ414Н74 (σТ=785 МПа)
По запас прочности вала рекомендуется иметь в пределах n= 1,2…1,8. Выбираем n=1,8.
&#963;ЭКВ. n = =315,4 МПа < 785 МПа
Вывод: Вал насоса не разрушается в опасном сечении под действием максимального крутящего момента при пуске насоса.
2.6. Расчет затяжки пакета ступеней.

Пакет ступеней размещается в корпусе и зажимается концевыми деталями. Затяжка пакета должна быть такой, чтобы при работе насоса направляющие аппараты: а) не могли проворачиваться под действием реактивного момента струи жидкости или трения рабочих колес о направляющие аппараты; б) не раскрывались стыки направляющих аппаратов; в) не разрушались направляющие аппараты под действием усилия затяжки пакета ступеней.
Предварительная затяжка пакета ступеней с учетом коэффициента запаса плотности верхнего стыка расчитывается по формуле 9.15 [6,стр.145]
По [6 ,стр.145] принимаем следующие параметры:
k= 1,4 - коэффициент запаса плотности стыка
&#961;= 1000 кг/м3 - плотность воды
Н= 1450 м - максимальный напор секций насоса
rBH= 41 мм - внутренний радиус расточки корпуса
ЕК = 2,1.1011 МПа - модуль упругости корпуса насоса
ЕНА = 1,45.105 МПа - модуль упругости корпуса направляющих аппаратов насоса.
FНА= м2 - площадь поперечного сечения ступиц направляющего аппарата.
Площадь поперечного сечения корпуса FK:
FK = .(D2Н-D2ВН) (2.54)
FK = .(922 - 822)= м2

Предварительная затяжка пакета Т:
Т= (2.55)
Т кН

Находим общее усилие Q , действующее вдоль оси корпуса насоса:
По [ ,стр.347] принимаем
МА = 701 (кг) - масса погружного агрегата
GА= GA.g = 701.9,81 = 6876,8 H

Q= T+ (2.56)
Q=15,93+ H

Осевое напряжение в опасном сечении корпуса [6,стр.146]

&#963;Z= (2.57)
&#963;Z= МПа
Тангенциальное напряжение в ослабленном сечении корпуса :
Толщина корпуса насоса
S = (2.58)
S мм
По (6,стр.146) &#956;= 0,7 - коэффициент Пуансона
&#963;Т= (2.59)
&#963;Т= МПа
Эквивалентное напряжение
&#963;ЭКВ= (2.60)
&#963;ЭКВ= МПа
По [6,стр.146] корпус насоса состоит из стали Ст45Х (&#963;Т =360 МПа)
Видно, что &#963;ЭКВ = 98,65 (МПа) < &#963;Т =360 (МПа)

Вывод: При сборке насоса необходимо обеспечить затяжку пакета ступеней с усилием 135,4 кН, что не приведёт к раскрытию стыков направляющих аппаратов в процессе эксплуатации насоса и к разрушению направлячющих аппаратов.




















2.7. Расчёт на прочность НКТ.

Расчётная схема.


Прочностной расчет насосно-компрессорных труб.




Исходные данные.
Таблица 2.4
№ п/п Наименование параметра Единица измерения Символ Значение
1 2 3 4 5
1 Наружный диаметр обсадной колонны мм Dок 146
2 Внутренний диаметр обсадной колонны мм dок 130
3  Глубина спуска насоса м L 1700
4 Наружный диаметр НКТ мм DНКТ 73
5 Толщина стенки мм S 5,5
6 Средний диаметр резьбы в основной плоскости резьбы мм Dср 71,689
7 Толщина стенки в основной плоскости резьбы мм b 4,84
8 Длина резьбы до основной плоскости  мм lp 40,3
9 Группа прочности - - Д
10 Придел текучести МПа &#963;т 380
11 Угол трения для материала из которого изготовлены трубы град &#945; 9
12 Запас прочности - n 1,5


Сопротивление труб осевым растягивающим нагрузкам определяется по формуле Яковлева - Шумилова. По которой можно вычислить нагрузку, создающую в расчетном сечении резьбы ниппельного конца трубы напряжения, равные приделу текучести. За расчетное сечение принимаем сечение по основной плоскости резьбы. Расчетная схема показана на рис. 2.5. [4]


Рис. 2.5 Размеры резьбового соединения.
1 - конец сбега резьбы, 2- нитки со срезанными вершинами,
3- основная плоскость, 4- линия среднего диаметра.

где Dcp - средний диаметр сечения по впадине первого полного витка резьбы (в основной плоскости), мм; b = Dcp-DВ - толщина тела трубы под резьбой мм; lp - длина резьбы с полным профилем (до основной плоскости), мм; &#945; - угол между опорой поверхности резьбы и осью трубы, равной 60°; &#966; - угол трения, принимаемый в расчетах равным 9°; &#951; - коэффициент разгрузки (учитывает влияние основного тела трубы, более жёсткого, чем ослабленная резьбовая часть) &#951; = b/(s + b); &#963;т- предел текучести материала труб, МПа; Qстр - страгивающая нагрузка, кН. [4]

1. Коэффициент разгрузки.
(2.61)

2. Страгивающая нагрузка.
(2.62)

3. Масса оборудования спускаемого на колонне НКТ.
(2.63)

4. Определение максимально возможной глубины спуска колонны.
принимаем коэффициент запаса

(2.64)



Вывод. Колонна насосно-компрессорных труб НКМ 73х5.5 по ГОСТ 633-80 группы прочности Д подходит для спуска оборудования в скважину на глубину 1700 м.






2.8. Расчёт геометрических размеров кожуха электродвигателя.

Расчёт геометрических размеров кожуха проводим, в нашем случае, для подобранного двигателя ЭД32-103. Основными техническими показателями для проектирования кожуха является минимальная скорость охлаждения двигателя , внутренний диаметр обсадной колонны dОБС, а также минимально допустимого зазора гарантирующего безаварийный спуск и подъём оборудования в скважину. Практика показывает, что минимальный зазор может быть принят 6 мм. Исходные данные представлены в табл. 2.5
Исходные данные
. Таблица 2.5
№ п/п Наименование параметра. Еденица измерения. Символ. Значение.
1. Минимальная скорость охлаждения двигателя. м/с 
0,5
2. Расход насоса. м3/сут Q 125
2. Внутренний диаметр обсадной колонны. мм dОБС 130
3. Наружный диаметр двигателя. мм DДВ 103
4. Минимально допустимый зазор гарантирующий безаварийный спуск и подъём оборудования. мм 
6

Расчётная схема представлена на рис. 2.6






Расчётная схема.

Расчёт.
1. Исходя из того, что минимальная скорость охлаждения двигателя 0,5м/с, примем скорость охлаждения жидкости . Найдём площадь кольцевого сечения требуемого для данного двигателя.

(2.65)

2. Определим внутренний диаметр кожуха.
(2.66)

3. Наружный диаметр кожуха подбираем конструктивно исходя из внутреннего диаметра обсадной колонны и минимально допустимого зазора обеспечивающего безаварийный спуск и подъём оборудования в скважину. Выбираем наружный диаметр кожуха DКож равный 124 мм. Следовательно толщина стенки кожуха равна: s= (DКож-dКож)/2; S=4,5 мм.
4. Длина кожуха выбирается конструктивно исходя из длины погружного двигателя, гидрозащиты и места крепления кожуха к входному модулю насоса. В нашем случае длина кожуха равна:
L=LДВ+LПр+LК+LВМ; (2.67)
L=4826+1005+864+283=6978 мм.
Конструктивно принимаем 7000 мм.



Размер файла: 469,7 Кбайт
Фаил: (.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Занесено в корзину

    Скачано: 1         Коментариев: 0

Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них.
Опять не то? Мы можем помочь сделать!

Некоторые похожие работы:

К сожалению, точных предложений нет. Рекомендуем воспользоваться поиском по базе.