Расчетная часть-Расчет штангового винтового насоса для добычи нефти и Устьевого привода установки УН1ВС-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет штангового винтового насоса для добычи нефти и Устьевого привода установки УН1ВС: РАСЧЕТ ГЕОМЕТРИИ И КИНЕМАТИКИ РАБОЧИХ ОРГАНОВ, Расчет основных размеров профилей рабочих, ВЫБОР МАТЕРИАЛА ТРУБ КОЛОННЫ НКТ, РАСЧЕТ УПОРНОГО ПОДШИПНИКА, РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ПРИВОДНОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ, РАСЧЕТ ЗАПАСА ПРОЧНОСТИ РЕЗБОВОГО СОЕДИНЕНИЯ УСТЬЕВОЙ НКТ-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

6.1 РАСЧЕТ ГЕОМЕТРИИ И КИНЕМАТИКИ РАБОЧИХ ОРГАНОВ




Исходные данные:


Максимально допустимый диаметр обоймы насоса  D = 80 мм

Подача насоса        Q = 20 м3/сут = 2,31510-4 м3/с

Давление насоса        P = 12 106 Па

Частота вращения штанг      n = 200 мин-1 = 3,33 с-1

:

Расчет производится по методике, предлагаемой в литературе [9].

Требуемый рабочий объем насоса рассчитываем по формуле:

         (1)

где о = 0,8 - предварительно принятый объемный КПД насоса [1].



Эксцентриситет рабочих органов должен обеспечить, во-первых, заданный контурный диаметр и, во-вторых, требуемый рабочий объем.
Для этого вводится параметр эксцентриситета:

           (2)
 
где: для насосов с i=1:2 (z2=1, z1=2)
сT – коэффициент формы винтовой поверхности;
се – коэффициент формы зуба;
для однозаходных рабочих органов : сТ = 1,5 – 1,8
се = 6

м

Для эксцентриситета выбираем стандартное значение [1]:

e = 3,5 мм



Расчет основных размеров профилей рабочих органов:
Толщину стенки металлического корпуса статора принимаем равной:

m = 0,1D          (3)

m = 0,10,08 = 8 мм

 Минимальную толщину резиновой обкладки статора принимаем равной:

р = 0,1D          (4)

р = 0,07 0,08 = 5 мм

Диаметр винта определяется по формуле:

         (5)

мм

Контурный диаметр рабочих органов (диаметр впадин статора) равен:

Dк = d + 4× e         (6)

Dк = 0,042 + 4 × 0,0035 = 54 мм

Зная диаметр винта, находим их шаги ротора и статора:

t = сТ d           (7)

t = 1,8 42 = 75 мм


T = 2 t           (8)

T = 2 75 = 150 мм

Наружный диаметр насоса определяется по формуле:

 D = D к + 2 (р + т)        (9)

 D = 54 + 2 (5 + 8) = 80 мм

Площадь живого сечения рабочих органов определяется выражением:

S = 4 dв e          (10)

S = 4 42 3,5 = 588 мм2

Фактический рабочий объем насоса равен:

V = z2 S T           (11)

  V = 1 588 10-6 150 10-3 = 1,1 10-4 м3 = 0,11 л

Межвитковый перепад давления принимаем равным:

Pк = 0,5 106 Па

Исходя из этого находим число шагов, необходимое для создания давления Р:

        (12)



Определяем длину рабочих органов:

L = k T           (13)

L = 13,5 0,15 = 2,005 м

Принимаем : L = 2 м


Результаты расчета:
По полученным геометрическим и кинематическим зависимостям (D, d, L, e, T, t, k, n) составляем чертеж, и технические требования к насосу.
Ход расчета:

При эксплуатации скважинного винтового насоса колонна НКТ од-новременно испытывает нагрузки от растяжения, кручения и изгиба, но т.к. рассматривается вертикальная скважина, принимаем напряжения изги-ба равными нулю.
Растягивающие нагрузки складываются из распределенной нагрузки от силы тяжести колонны Gшт и сосредоточенной нагрузки от осевых сил в рабочих органах насоса Fро, которые в свою очередь складываются из гидравлической силы от перепада давления в насосе Fр и осевой составля-ющей силы в зацеплении рабочих органов Fz:

Определим вес колонны труб:

Gшт = q g l = ρст g f l      (14)

где: ρст – плотность материала штанг (ρст = 7850 кг/м3)
l – глубина погружения насоса (l = 1000 м)
f – площадь сечения НКТ

      (15)


  
Gшт = 7850 9,8 0,00864 1000 = 0,073 МН




Определим нагрузку от осевых сил в рабочих органах насоса:

Fро = Fl - Fр - Fz        (16)

где: Fl – суммарная сила действующая на поверхности S1... S6
Fр – гидравлическая сила от перепада давления в насосе
Fz – осевая составляющая силы в зацеплении рабочих органов

Fl = F1 - F2 + F3 - F4        (17)

где: F1 ... F4 – силы действующие на соответствующие поверхности S1... S4 (см. рис. 6.1)

Рис. 6.1 Устройство винтового насоса
В свою очередь силы F1 ... F4 – определяются по формулам:

      (18)

где: Рвых – давление на выходе насоса

   МПа     (19)

      (20)

где: dотв – диаметр отверстия в гибком вале (dотв = 20 мм)
Dвн –внутренний диаметр НКТ (Dвн = 50 мм)



МН


    (21)

где: Sк – площадь проекции контактных линий рабочих органов
Sо – площадь отверстия винта

       (22)




        (23)



МН


       (24)


где: Рвх – давление на входе в насос

В данном расчете принимается условие, что глубина погружения насоса под динамический уровень незначительна из это можно сделать вывод, что давление Рвх ≈ 0          (25)

        (26)

          (27)

где: S5 –площадь поперечного сечения НКТ

  Fl = 0,0151 – 0,0024 = 0,0127


          (28)

   МН


Определим осевую составляющую силы в зацеплении рабочих орга-нов:

           (29)

где: Р – давление насоса (Р = 12 106 Па)
Z2 – число заходов ротора (Z2 = 1)
– КПД насоса ( = 0.8)

МН

Fро = 0,0127 – 0,0024 – 0,0115 = – 0,0012 МН


Определим крутящий момент передаваемый колонной труб:
 Крутящий момент, передаваемый трубами Мшт, складывается из крутящего момента насоса М и момента трения вращения колонны НКТ в центраторах Мтр.

  Мшт = М + Мтр = км М      (30)

где: км – коэффициент сопротивления вращению колонны в скважине
(км = 1,1)


Определим крутящий момент насоса:

        (31)

где: V – рабочий объем насоса (Vнас = 0,088 л)

   Н м

Мшт = 1,1 211 = 232,1 Н м


Определим полярный момент сопротивления сечения труб:

          (32)

где: D – внешний диаметр НКТ
Dвн – внутренний диаметр НКТ


  


Определим эквивалентные напряжения в верхнем сечении колонны труб:

           (33)

где: σр –напряжение от растягивающих нагрузок
τ – касательные напряжения

           (34)


   МПа

            (35)


   МПа


   МПа

Условие статической прочности имеет вид:

            (36)

где: σт –предел текучести материала труб
кст – допускаемый коэффициент запаса прочности (кст = 2,5) т.к. в данном случае колонна НКТ испытывает более высокие нагрузки чем в стандартных условиях эксплуатации (вращение).

   МПа


Исходя из полученного предела текучести выбираем материал труб [3]:
Трубы класса прочности К (σт = 490 МПа)
6.3 РАСЧЕТ УПОРНОГО ПОДШИПНИКА



Исходные данные:


Осевая нагрузка      Fа = 72 кН

Частота вращения насоса     n = 200 об/мин

Требуемая долговечность подшипника  Lh1 = 8800 часов (365 суток)

Ход расчета:

Расчет производится по методике, предлагаемой в литературе [7].

Исходя из конструкции насоса и требуемого значения внутреннего диаметра подшипника, выбираем упорный подшипник 8415 ГОСТ 6478-75:

d = 165 мм

D = 315 мм

H = 121 мм

r = 7,5 мм

C = 516 кН


Расчетную долговечность Lh в часах определяют по формуле:

           (37)

где: L – расчетная долговечность (млн. об.)
n – частота вращения насоса

 
 Определим расчетную долговечность L (млн. об.):

         (38)

где: С – динамическая грузоподъемность (кН)
Рэ – эквивалентная нагрузка (кН)
m = 3 для шариковых подшипников

  Рэ = Fa kб kт        (39)

где: kб – коэффициент безопасности (kб = 1.2)
kт – коэффициент безопасности (kт = 1.0)

  Рэ = 72 1,3 1,0 = 93,68 кН


   млн. об.

   часов (420 суток)


 Вывод: расчетная долговечность выбранного нами подшипника соответствует требуемой долговечности.

Расчет производится по методике, предлагаемой в литературе [7].


Рис. 6.2 Кинематическая схема привода:
А – вал электродвигателя; В –вал редуктора.

Требуема мощность электродвигателя определяется исходя из исходных данных:

          (40)

где: Мр – вращающий момент (Н м)
η – коэффициент полезного действия привода

 
 Определим коэффициент полезного действия:

  η = ηчп ηпп 3 ηкп        (41)


где: ηчп – КПД червячной передачи с числом ходов червяка z1 = 1 (ηчп = 0,75)
ηпп – КПД пары подшипников (ηпп = 0,995)
ηкп – КПД клиноременной передачи (ηкп = 0,97)

  η = 0,75 0,995 3 0,97 = 0,72


Определим требуемую мощность электродвигателя:

   кВт

По найденному значению мощности выбираем асинхронный электродвигатель трехфазного тока ВА02-52-4 взрывозащитного исполнения. Мощность 10 кВт, синхронная частота вращения 1500 об/мин.
Этот двигатель выбирается из соображений того, что он имеет наименьшие массогабаритные показатели.

Определим передаточное отношение:

         (42)

где: ωдв – угловая скорость на валу двигателя
ωдв – угловая скорость НКТ
           (43)

рад/с
        (44)

рад/с



Намечаем для редуктора u = 2,5 (ГОСТ 2185-66); тогда для клиноременной передачи:
6.5 РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ




Исходные данные:

Передаваемая мощность     P = 10 кВт

Частота вращения ведущего шкива   nдв = 1500 об/мин

Принимаем скольжение ремня    ε = 0,015

По монограмме на рис.7.3 [8] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n1=1500 (об/мин) и передаваемой мощности Р = 10 кВт принимаем сечение клинового ремня Б (стр. 132 [8]).

Определим вращающий момент:

Н мм    (45)

Определим диаметр меньшего шкива:

 (46)

Согласно таб. 7.8 [8] принимаем d1=140 мм.

Определим диаметр меньшего шкива:

  (47)

Принимаем d2 = 400 мм.

Уточняем передаточное отношение:



Межосевое расстояние ар следует принять в интервале

 (48)

где To – высота сечения ремня; To = 13.5 мм

    (49)

Принимаем предварительно близкое значение ар = 500 мм.

Определим расчетную длину ремня:

    (50)



Ближайшее значение по стандарту: таб. 7.7 [8] L = 1900 мм.

Определим уточненное значение межосевого расстояния ар с учетом стандартной длины L

     (51)

где:
  (52)

    (53)



При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L = 0,01 1900 = 19 мм.
Для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L = 0,025 1900 = 47,5 мм для увеличения натяжения ремней.

Ремень Б-1900 Ш ГОСТ-12841-80, [8]

Определим угол обхвата меньшего шкива

     (54)

Определим число ремней в передаче

        (55)

где Р0 = 2,36 кВт – мощность, передаваемая одним клиновым ремнем (ГОСТ 1284.3-80).

Определим натяжение ветви клинового ремня

      (56)

где: V – скорость

   (57)

θ – коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил (стр. 136 [8])
θ = 0,18 Н с2/м2
– коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата при α = 1510
= 0,95 (стр. 135 [8])
– коэффициент режима работы = 1 таб. 7.10 [8]
– коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,07
таб. 7.9 [8]


 


Определим давление на валы

  (58)


Определим ширину шкивов

       (59)

где: е – расстояние между канавками шкива, для ремней сечения Б е = 19
6.6. РАСЧЕТ ЗАПАСА ПРОЧНОСТИ РЕЗБОВОГО СОЕДИНЕНИЯ УСТЬЕВОЙ НКТ

Расчет производится по методике, предлагаемой в литературе [34].
Наиболее слабым сечением колонны НКТ является сечение резьбы верхней трубы. В данном расчете представлен метод повышения запаса прочности верхней трубы колонны НКТ, предлагается использовать удлиненную муфту соединяющую первую и вторую НКТ. Проведем сравнительный анализ стандартной и предложенной схемы соединения НКТ.


Рис. 6.3 Схема муфты НКТ
а - по ГОСТ 633-80; б - с удлиненной муфтой (резьбой) (остальные размеры по ГОСТ 633-80); ОПМ - основная плоскость резьбы муфты: Dc – средний диаметр резьбы; lМ – длина муфты