Расчетная часть-РАСЧЕТЫ РАБОТОСПОСОБНОСТИ системы верхнего привода СВП-Lewco СВП DDTD-500-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Расчетная часть-РАСЧЕТЫ РАБОТОСПОСОБНОСТИ системы верхнего привода СВП-Lewco СВП DDTD-500:Расчет ствола системы верхнего привода, Расчет элементов грязевой трубы на прочность-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

5 РАСЧЕТЫ РАБОТОСПОСОБНОСТИ
5.1 Основные параметры и технические характеристики

Параметры СВП должны отвечать требованиям бурения промывания скважин и одновременно отвечать аналогичным параметрам подъемного механизма и буровых насосов.
Статичная нагрузка, которая допускается - постоянная осевая нагрузка, которая может выдержать СВП без разрушения ствола, который вращается.
Уровень осевых нагрузок, действующих на ствол СВП, зависит от глубины бурения и достигает наибольших значений при подъеме прихваченной бурильной колонны или при хождении обсадной колонны с циркуляцией бурового раствора. При этом в целях безопасности наибольший уровень действующих нагрузок не должен превышать нагрузки на крюке, который допускается, принятого для буровой установки соответствующего класса.
Статичная допустимая нагрузка СВП, должна быть нагрузка, что не менее допустимого, на крюке буровой установки. Динамическая нагрузка установленное исходя из условия обеспечение расчетного ресурса основной опоры вертлюга при вращении с частотой 200об/мин в течение 5000часов/год.
Основная опора вращается с подвешенной к нему бурильной колонной, масса которой растет по мере углубления скважины и зависит от используемых труб.
Согласно этому, динамическая нагрузка на СВП рассчитывается по наиболее тяжелой бурильной колонне, используемой при бурении скважин заданной глубины.
Максимальное давление прокачиваемой жидкости определяется, исходя из режима промывания скважины, и должно быть не менее наибольшего давления насосов, используемых в буровой установке соответствующего класса.
Диаметр проходного отверстия ствола предпринимает двоякое действие на работу вертлюга. С его увеличением снижается скорость течения промывочной жидкости, потому уменьшаются гидравлические потери и износ внутренней поверхности ствола. Одновременно с диаметром проходного отверстия растет внешний диаметр ствола, и, в результате этого, увеличивается скорость скольжения и износ ствола и его уплотнения. Поэтому чрезмерное увеличение проходного отверстия ствола нежелательно. На основе опыта конструирования и эксплуатации диаметр проходного отверстия ствола принимается ровным 75мм. Внутренний диаметр напорной трубы равняется диаметру проходного отверстия ствола вертлюга. Частота изменяется в пределах 15-250 об/мин.

5.2 Определение основных параметров СВП

Статичная грузоподъемность СВП(нагрузка на СВП при стволе который не вращается) QСТВ, МН, определяет возможность использования вертлюга для бурения скважин этой глубины и конструкции
QСТВ=QКР МАХ ́К (5.1)
где QКР МАХ - максимальная нагрузка на крюке, кН;
К - коэффициент запаса, К=1,25.1,5
Длилась действующая нагрузка QВ, МН, при вращении бурильной колонны в процессе бурения определяет грузоподъемность основной опоры при
n=150об/хв и долговечности 5000год
QВ= QКР МАХ⋅К1⋅К2 (5.2)
где К1 - коэффициент, который учитывает снижение нагрузки на вертлюг за счет облегчения веса бурильной колонны при погружении в раствор, К1=0,85;
К2 - коэффициент, который учитывает снижение нагрузки за счет созда- ния нагрузки на долото, К2=0,85;
Диаметр проходного сечениеа ствола вертлюга(внутренний диаметр переменного патрубка), определяется диаметрами проходных отверстий в буровом рукаве и ведущей трубе. Такое условие вытекает из требования обеспечения равномерности потока жидкости. В современных конструкциях D=0,075м.
Максимальное рабочее давление промывочной жидкости РMAXРАБ, МПа, ориентировочно можно определить по методике Авакова В. А.
РMAXРАБ=8⋅LК2/3 (5.3)
где LК - конечное значение глубины скважины, км
Максимальное расчетное давление РMAX, МПа
РMAX = РMAX РАБ⋅(1+δ/2) (5.4)
где δ - коэффициент неравномерности давления, δ=0,15
Минимальное расчетное давление РМIN, МПа, определяется по формуле
РMIN = РMAX РАБ⋅(1 - δ/2) (5.5)
По результатам расчетов из таблицы 1 выбирается базовая конструкция вертлюга.

5.3 Расчет ствола системы верхнего привода

Рассчитаем ствол вертлюга на прочность, если максимальная нагрузка на крюке складывает Ркр= 600кН, материал для ствола - сталь 40ХН.
Ствол СВП изготовлен из высоколегированной и термообработанной стальной поковки высокого качества и является основной деталью, которая вращается и принимает на себя вес труб во время СПО.
Ствол вертлюга рассчитывается на прочность при деформации растяжения, изгибу и срезу. Для расчетов ствола вертлюга имеем следующие данные:
D=395мм; D1 = 210мм; D2 =195 мм; I-I =100мм; h= 87,5мм.
Рассмотрим сечение І - І.
В этом сечениее ствол вертлюга рассчитываем на прочность при растягивании. Расчет ведем за формулой
(5.6)
где QкР -максимальная нагрузка на крюке, QкР -=600кН;
D2 =195мм.
Тогда имеем


Рисунок 5.1 - Расчетная схема ствола СВП

(5.7)
Граница прочности для стали 40ХН ав =75 МПа.

Коэффициент запаса прочности
Определяем границу выносливости на розтяг при пульсирующем цикле нагрузок:
(5.8)
Рассмотрим сечение II - II. В этом сечениее ствол вертлюга поддается напряжениям изгиба и среза. Определяем напряжение изгиба за формулой
(5.9)
где Миз - максимальный момент изгиба, Wиз - осевой момент сопротивления
(5.10)
W - осевой момент сопротивления, рассчитаем следующим образом
(5.11)
Граница выносливости на изгиб при пульсирующем цикле нагрузок
(5.12)
Коэффициент запаса прочности на изгиб
(5.13)
что больше допустимого.
Определяем напряжение среза
(5.14)
где Р - площадь среза
(5.15)
Граница выносливости на срез
(5.16)
Коэффициент запаса прочности на срез
(5.17)
Рассмотрим сечение III - III. В этом сечениее ствол вертлюга підлягається напряжению розтягу
(5.18)
где D2=195 мм;
d3- внутренний диаметр резьбы в плоскости торца.
В нижней части ствола вертлюга есть левая замковая резьба типа 3-171(168-ЗШЛ), внутренний диаметр которой в плоскости торца d=164,95мм. Имея все расчетные данные, определяем напряжение розтягу

действительный коэффициент запаса прочности по отношению к границе выносливости при пульсирующем цикле нагрузок складывает
(5.19)
что является достаточным.

5.2 Расчет элементов грязевой трубы на прочность

Горизонтальная посадочная поверхность гайки грязевой трубы рассчитывается на змин:
зм = ; (5.20)
где Q - усилие, которое действует на тарель, кгс;
Fзм - площадь зминання, см2
Q = Pp ; (5.21)
где dт - диаметр прижимної поверхности гайки, см;
Рр - рабочее давление, кгс/см2;
Q = 700 ( =40641 кгс = 406410 Н;
Fзм ( )+3в(n; (5.22)
где Dн и Dвн – внешний и внутренний диаметры гайки, см
Fзм ( )+3(1,5(2,2=15,19 см2=0,00152 м2;
Следовательно, напряжение смятия будет ровным:
зм = =2675,5 кгс/см2
Предельные допустимое напряжение зминання:
; (5.23)
где т – напряжение текучести (граница текучести), кгс/см2
nт – коэффициент запаса прочности, nт = 2;
кгс/см2
Внешнюю поверхность гайки проверяемое на смятие согласно(5.21). Наиболее действующее на седло усилие складывает
Q = = 792 кН;
Боковая поверхность поверхность седла будет равна
Fзм = 0,7Dсрn = 0,710,72,5=16,46 см2 = 0,001646 м2;
Напряжение зминання будет равно:
зм = =4867 кгс/см2 = 487 МПа; (5.24)
Материал гайки сталь 40Х.

 5.5 Расчет грязевой трубы на статичную прочность

Материал втулки грязевой трубы - сталь 35Л
граница прочности материала    в = 500 МПа;
граница текучести материала    т = 280 МПа;
граница выносливости    -1 = 200 МПа;
средний диаметр; dср = 150мм;
высота конуса: h =600мм;
рабочее давление: р = 70Мпа
Усилие, которое действует на седло:
Q = 0,727 МН; (5.25)
Нормальная составляющая силы трения
N = =3.14МН; (5.26)
Боковая поверхность контактирующего конуса втулки:
S = dсрh = 3.140.1150.050 = 0.0181 м2; (5.27)
Напряжения, которые возникают в результате контактного давления с втулкой будет равным:
= = 173,5 МПа; ΝΣа. (5.28)
Коэффициент запаса прочности
n = 1,6 ; n1,4. (5.29)
Условия прочности выполнены.
5.6 Расчет долговечности уплотнения

За экспериментально полученными формулами можно определить долговечность переменных деталей гидравлической части в зависимости от условий работы.
Например, для уплотнений грязевой трубы:
, (5.30)
где Т - время работы уплотнения, год;
n - частота нагрузки, число ходов(циклов) в минуту;
К - коэффициент работоспособности, принимается ровным 250 - 300 в зависимости от формы и материала уплотнителя;
Р - давление уплотняемой среды, МПа.
Принимаем давление максимальным(Р=35 МПа) и К=250 - 300.
Получим
.
и для минимального давления Р=10МПа

Действительная долговечность уплотнений находится между полученными значениями, поскольку значение рабочего давления находится в пределах от 2МПа к 35МПа.
Из данной формулы видно, что ресурс работы уплотнений обратно пропорциональный зависит от давления уплотняемой среды знакопеременных нагрузок.