Расчетная часть-Расчет погружного центробежного электронасоса ЭЦНА5А-160-1700-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет погружного центробежного электронасоса ЭЦНА5А-160-1700: Определение напора насоса, Выбор оборудования, Определение диаметра насоса, Расчет геометрических размеров и параметров ступени насоса, Определение геометрических размеров ступени насоса, Расчет профиля лопастей рабочего колеса ступени насоса, Обоснование расчетной схемы вала насоса, Расчеты на прочность основных деталей, Расчет на прочность корпуса насоса, Расчет шпонки вала на прочность, Расчет корпуса насоса на прочность с применением ЭВМ-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

2 Расчетная часть

2.1 Определение напора насоса

Методика расчета взята из источника [9]
Для расчета напора насоса принимаем следующие параметры:
- плотность отсепарированной нефти н =820 кг/м3;
- плотность попутной воды в =1000 кг/м3;
- плотность попутного газа г =2,3 кг/м3;
- газовый фактор скважины G = 15 м3/м3;
- водосодержание В = 70%;
- норма отбора жидкости из скважины Q = 140 м3/сут.;
- температура пласта t = 30o С;
- глубина скважины L = 2000 м;
- статический уровень hст = 1100 м;
- коэффициент продуктивности скважины К = 5 м3/сут.∙атм;
- давление на буфере Рбуф = 1,2 МПа.
Установка центробежных электронасосов должна обладать наиболее выгодным сочетанием параметров насоса и электродвигателя для данного ти-поразмера обсадной колонны.
Напор насоса Н, м
Н = Нд + Нбуф + Нс − Нг ,
где Нд – глубина динамического уровня, м
НД = hст + ∆h,
где ∆h – депрессия, м
∆h =
∆h = = 280 м;
НД = 1100 + 280 = 1380 м;
 Нбуф – напор на буфере, м
Нбуф = ,
где пл – плотность пластовой смеси, кг/м3;
,
где с – плотность отсепарированной нефти, с = 820 кг/м3;
 г – плотность газа, кг/м3, г = 2,3 кг/м3;
 в – плотность воды, кг/м3, в = 1000 кг/м3;
 G – газовый фактор, м3/м3, G = 15 м3/м3;
 b – водосодержание, b = 0,70;
 Bн – объемный коэффициент нефти, Bн = 2,5;
=659,6 кг/м3;
Нбуф = м;
 Нс – потери давления на гидравлические сопротивления в НКТ, м;
Нс = ,
где с – коэффициент гидравлического сопротивления, с = 0,025;
  – скорость движения жидкости, м/с, = 2,1 м/с;
 dн – номинальный диаметр НКТ, м, dн = 0,073 м;
 Нн – глубина подвески насоса, м
Нн = Нд + 50
Нн = 1380 + 50 = 1430 м;
Нс = =69,3 м;
 Нг – высота подъема жидкости за счет работы газа, м;
Нг =
Нг = = 3,05 м;
Н = 1430 + 185,4 + 69,3 − 3,05 ≈ 1680 м.

2.2 Выбор оборудования

По величинам Н и Q согласно ТУ 26-06-1486-87 принимаем за базовую модель погружной центробежный электронасос ЭЦНА5А-160-1700 с рабочей областью напора Н = 1200-1890 м, и подачи Q = 125-205 м3/сут. Характери-стика насоса ЭЦНА5А-160 отображена на рисунке 15.
Для данного насоса предлагается электродвигатель ПЭД63-117 БВ5 мощностью 63 кВт.
На длине НКТ выбираем круглый кабель КРБК 3×10 с сечением 10 мм2, на длине насоса выбираем плоский кабель КРБП 3×10 с сечением 10 мм2. [10]

2.3 Определение диаметра насоса

Параметры насоса рассчитываем по методике предложенной в [9]
Диаметр насоса определяется его расположением в погружном агрегате относительно электродвигателя и кабеля.
Диаметр насоса Dн, м
Dн = 2 (Dа - Dэ / 2 - hкаб - S - S ),
где Dэ – наружный диаметр электродвигателя, м, Dэ = 0,117 м;
 hкаб – высота кабеля, м, hкаб = 0,016 м;
 S – толщина хомута, м, S = 0,0015 м;
 S – увеличение габаритного размера, м, S = 0,0015 м;
 Dа – диаметральный габарит, м
Dа = Dвн.о – δ,
 Dвн.о – внутренний диаметр обсадной колонны, м, Dвн.о = 0,146 м;
 δ – минимальный зазор между минимальным внутренним диамет-ром обсадной колонны и наружным диаметром установки, м, δ =0,006 м
Dа = 0,146– 0,006 = 0,140 м,
Dн = 2 (0,140 – 0,117 / 2 – 0,016 – 0,0015 – 0,0015) = 0,116 м.
Для последующих расчетов окончательно принимаем следующие пара-метры:
- наружный диаметр насоса Dн = 103 мм;
- внутренний диаметр насоса Dвн = 88 мм;
- наружный диаметр обсадной колонны Dн.о = 146 мм;
- внутренний диаметр обсадной колонны Dвн.о = 130 мм;
- наружный диаметр электродвигателя Dэ = 117 мм.

2.4 Расчет геометрических размеров и параметров ступени насоса

2.4.1 Определение геометрических размеров ступени насоса

Методика расчета взята из источника [9]
Наибольший диаметр проточной полости ступени Dбс, м
Dбс = Dвн – 2δн,
где δн – толщина чугунной стенки обоймы направляющего аппарата, м, δн =
=0,003 м
Dбс = 0,088 – 2∙0,003 = 0,082 м.
Критерий подобия П
П = ,
где Qопт – подача на оптимальном режиме насоса, м3/сут, Qопт = 140 м3/сут;
 n – частота вращения вала, об/мин, n = 2820 об/мин
П = = 1,47.
К.п.д. ступени
= (пр + 1)(2800/n)0,15 (94/ Dбс)0,25-1,
где пр – приведенный к.п.д. ступени, пр = 0,67
= (0,67 + 1)(2800/2820)0,15 (94/82)0,25-1 =0,72.
Напорность ступени H/L
H/L = ,
где (H/L)пр – приведенная напорность ступени, (H/L)пр = 0,2
H/L = = 0,176 м.
По к.п.д. и напорности (напор на единицу монтажной высоты ступени) оценивают гидравлическое качество ступени и влияние на него диаметра Dбс.
Средний выходной диаметр рабочего колеса D2ср, м
D2ср = 0,9Dбс
D2ср = 0,9 · 0,082 = 0,0738 м.
Максимальный внешний диаметр рабочего колеса D2max, м
D2max = 0,93Dбс,
D2max = 0,93 · 0,082 = 0,076 м.
Диаметр втулки рабочего колеса dвт, м
dвт = kвт D2max,
где kвт – коэффициент, определяющий диаметр втулки
kвт = 0,32+0,01·П
kвт = 0,32+0,01·1,47 = 0,335;
dвт = 0,335 · 0,082 = 0,0275 м.
Ширина канала рабочего колеса на входе b1, м
b1 = kb1 · D2max,
где kb1 – коэффициент, определяющий ширину канала, kb1=0,11
b1 = 0,11 · 0,076 = 0,0085 м.
Ширина канала рабочего колеса на выходе b2, м
b2 = kb2 · D2max,
где kb2 – коэффициент, определяющий ширину канала, kb2=0,078
b2 = 0,078 · 0,076 = 0,0061 м.
Наибольший диаметр входной кромки рабочего колеса D1max, м
D1max = Do + 0,003,
где Do – диаметр входа в рабочее колесо, м
Do = ,
где kD0 – коэффициент, определяющий диаметр входа в рабочее ко-лесо,
kD0= 3,5
Do = = 0,0395 м,
D1max = 0,0395 + 0,003 = 0, 0425 м.
Наименьший диаметр входной кромки рабочего колеса D1min, м
D1min = kDmin · D1max,
где kDmin – коэффициент, определяющий наименьший диаметр входных кро-мок лопастей рабочего колеса, kDmin=0,75
D1min = 0,75· 0,0425 = 0,0319 м.
Наружный диаметр верхнего диска рабочего колеса D2min, м
D2min = ,
где kD2min – коэффициент, определяющий наружный диаметр верхнего диска рабочего колеса, kD2min = 0,48
D2min = =0,073 м.
Диаметр диафрагмы рабочего колеса Dд, м
Dд = ,
где kDд – коэффициент, определяющий диаметр диафрагмы рабочего аппа-рата, kDд = 0,53
Dд = = 0,071 м.
Ширина канала направляющего аппарата b3, м
b3 = kb3 · D2max,
где kb3 – коэффициент, определяющий ширину канала направляющего ап-парата, kb3 = 0,079
b3 = 0,079 · 0,076 = 0,006 м.
Высота средней линии лопатки направляющего аппарата l, м
l = kl · D2max,
где kl – коэффициент, определяющий высоту средней линии направляю-щего аппарата, kl = 0,27
l = 0,27 · 0,076 = 0,021 м.
Монтажная высота ступени L, м
L = kL· D2max,
где kL – коэффициент, определяющий монтажную высоту ступени, kL = 0,5
L = 0,5 · 0,076 = 0,038 м.

2.4.2 Расчет профиля лопастей рабочего колеса ступени насоса

Расчет ведется по методике, предложенной в литературе [11]
Расчет входного угла ,град., колеса для определенной струйки при выбранном положении входной кромки лопасти следующий:
Определяем окружную скорость u1, м/с

м/с.
Находим меридианную составляющую скорости потока без учета стес-нения лопастями , м/с
,
где Q – подача ступени, м3/с, Q=5,36·10-6 м3/с;
 Rц – центр тяжести нормали, м, Rц=4,44·10-3м;
 ln – длина нормали, м, ln=20,7·10-3м
.
Определяем окружную составляющую скорости , м/с
,
где r5 – радиус выходной кромки направляющего аппарата, м, r5=5,0·10-3м;
 5Л – выходной угол лопатки направляющего аппарата , ;

 
– усредненный угол отставания потока на выходе направляющего аппарата, град.
,
где 
– относительное положение максимального прогиба профиля, = 0,55;

 
– угол изгиба профиля, =450;

 
– относительный шаг решетки, м
,
где b – расстояние вдоль входной кромки аппарата от точки с диамет-ром D2max, b=60,0·10-3м;
 t1 – шаг лопасти, м
,
где zpk – оптимальное число лопастей, zpk = 8
м;
;
;

Находим входной угол потока ,град.
,
41,7°
Определяем входной угол лопасти ,град.
,
где δ – угол атаки, δ = 8°
.
Вычисляем приближенное значение стеснения потока лопастями
,
где 
– толщина лопасти измеренная вдоль окружности диаметра D2max, м
,
где S1 – выбранная толщина лопасти на входе, м, S1=3,2·10-3м
м;
=0,909.
Определяем меридианную составляющую скорости с учетом стеснения , м/с

м/с.
Находим угол потока ,°, с учетом стеснения лопастями

;
.
Вычисляем угол атаки ,град.
,
.
Полученное значение угла атаки удовлетворяет рекомендуемому диапа-зону значений .
Расчет входного угла ,град., лопаток аппарата для определенной струйки при выбранном положении входной кромки лопатки ведется следую-щим образом.
Определяем максимальную меридианную составляющую скорости на выходе аппарата без учета стеснения cm max , м/с, которая имеет место на макси-мальном диаметре входной кромки D4max
,
где b4 – ширина входа в направляющий аппарат, м, b4 = 8,7·10-3м
.
Находим меридианную составляющую скорости на входе аппарата с учетом стеснения , м/с
,
где b – расстояние вдоль входной кромки аппарата от точки с диамет-ром D4max , м, b = 3,5·10-3м;
 
– коэффициент стеснения лопатками
,
где 
– толщина лопасти измеренная вдоль окружности диаметра D4max, м
,
где S4 – выбранная толщина лопасти на входе, м, S1=3,2·10-3м
м;
=0,909;
=6,79 м/с.
Рассчитываем окружную составляющую скорости потока сиз, м/с
,
где D2cр – средний выходной диаметр рабочего колеса, м, D2ср=0,0738м;
 u2 – окружная скорость на среднем входном диаметре рабочего коле-са D2cр, м/с

м/с;
где сm2 – меридианная составляющая скорости потока на выходе колеса, м/с

м/с;
где 
– коэффициент ,учитывающий снижение теоретического напора из-за конечного числа лопастей

;
.
Вычисляем угол потока на входе аппарата ,град.
,
.
Угол атаки на входе в лопаточную решетку направляющего аппарата рекомендуют принимать от 2 до 8о.

2.5 Определение длины корпуса насоса

Методика расчета взята из источника [9].
Длина насоса Lн, м
Lн = ,
где ln – расстояние между подшипниками, м, ln = 0,8 м;
 nn – количество подшипников и опор, nn = 3;
 Hст – напор ступени, м
Hст = ,
где ku2 – коэффициент окружной скорости
ku2 = (1,83 + 0,53П)1/6,
где П – критерий подобия, П = 1,47
ku2 = (1,83 + 0,53·1,47)1/6 = 1,16;
Hст = = 4,40 м;
Lн = = 14,30 м.
 
2.6 Обоснование расчетной схемы вала насоса

Методика расчета взята из источника [9].
Изгибающий момент Мизг, Н/м
Мизг = (Р1 + Р2)b,
где Р1 – радиальная нагрузка на вал, зависящая от шлицевого соединения валов насоса и протектора, Н
Р1 = ,
где k – коэффициент компенсирующего влияние зазоров, k = 0,5;
 Е – модуль упругости материала вала, Па, Е = 2·1011 Па;
 J – момент инерции сечения вала при изгибе, м4, J = 0,001·10-6 м4;
 y – стрела прогиба шлицевого конца вала, у = 0,05;
 l1, c – расстояния между точками приложения радиальных сил, дей-ствующих на вал, м, l1 = 0,6 м, c = 0,5 м
Р1 = =54,5 Н;
где Р2 – радиальная нагрузка на вал, зависящая от неравномерной пере-дачи крутящего момента шлицами, Р2 = 0;
 b – расстояние от точки приложения силы до опасного сечения, м, b =
= 0,25 м
Мизг = 54,5 · 0,25 = 13,63 Н·м.
Крутящий момент Мкр, Н·м
Мкр = ,
где N – мощность электродвигателя, кВт, N = 63 кВт;
  – угловая скорость, рад/с

= 298,3 рад/с;
Мкр = = 211 Н.м





2.7 Расчеты на прочность основных деталей

2.7.1 Расчет на прочность корпуса насоса

Методика расчета взята из источника [9].
Определение предварительной затяжки пакета ступеней, Т, Н
Т = ,
где k – коэффициент запаса плотности стыка, k = 1,4;
  – плотность воды, = 1000 кг/м3;
 Fк – площадь поперечного сечения корпуса, м2
Fк =
Fк = = 0,0107м2;
 Fн.а – площадь поперечного сечения направляющего аппарата, м2
Fн.а = ,
Fн.а = = 0,0047 м2;
 Ек – модуль упругости материала корпуса, Па, Ек = 2·1011 Па;
 Ен.а – модуль упругости материала направляющего аппарата, Па, Ен.а = =2·1011 Па;
 rвн – внутренний радиус расточки корпуса, м, rвн = 0,044 м
Т = = 4872 Н.
Общее усилие действующее вдоль оси корпуса насоса, Q, кН
,
где Hmax – максимальный напор насоса, м, Hmax = 1680 м;
 G – вес погружного агрегата, Н, G = 57275 Н

Осевое напряжение , МПа
,
где 
– площадь ослабленного сечения корпуса по внутреннему диаметру резьбы по внутреннему диаметру резьбы или по проточке, м2

(0,103 2-0,0962)=0,001 м2;
.
Тангенциальное напряжение, , МПа
,
где S – толщина корпуса в опасном сечении, м, S =0,0035м;
 
– коэффициент Пуассона, =0,26

.
Эквивалентное напряжение, , МПа

.
Коэффициент запаса прочности по пределу текучести n , определяется по формуле
, 1,25< n < 3
где 
– предел текучести материала, МПа, в качестве материала корпуса выбираем сталь 40 с пределом текучести

.
Условие прочности выполняется.

2.7.2 Расчет шпонки вала на прочность

Произведем расчет шпонки на прочность.
Методика расчета взята из источника[9].
Для вала предусматриваем шпонки призматические по ГОСТ 23360 - 78 со скругленными торцами. Материал шпонок - сталь 45 по ГОСТ 1050 – 88 нормализованная. Условие прочности по напряжениям смятия
    см=2·Т/(d· (l -b) ·(h- t1)) см,
где Т – момент, передаваемый соединением, Н·м;
 d – диаметр вала, мм;
 l – длина шпонки, мм;
 B – ширина шпонки, мм;
 h – высота шпонки, мм;
 t1 – глубина шпоночного паза вала, мм.
Сечение шпонки выбираем по диаметру вала ,а необходимую по усло-вию прочности длину l вычисляем по формуле, которая после преобразования получает вид:
l =2·Т/(d· (h- t1) · см) + b.
Детали шпоночных соединений стальные, поэтому с учетом кратковре-менных перегрузок допускаемые напряжения смятия см=80 МПа .
На валу шпоночное соединение расположено на диаметре d=20 мм, для которого b = 6 мм, h = 6 мм, t1 = 3,5 мм. Момент на валу Т=211 Н·м.
Длина шпонки вала l, м
l =2·211·103/(20·(6-3,5) ·80)+6= 0,18 м.
Выбираем стандартную величину l =180 мм.

2.8 Расчет корпуса насоса на прочность с применением ЭВМ

Исходные данные для расчета приведены в таблице 9, а выводимые па-раметры в таблице 10. В приложении А приведена программа расчета корпуса насоса на ЭВМ, а результаты расчета приведены в приложении Б.
Расчет произведен для различных марок стали корпуса ЭЦН изменяя частоту питающего тока от 30 до 70 Гц.
В результате проведенного расчета получили, что материал корпуса должен иметь предел текучести не менее 340 МПа.

Общие выводы

На основании исходных данных и определения основных параметров выбран погружной центробежный электронасос ЭЦНА5А-160-1700. По ре-зультатам прочностных расчетов, выполненных в том числе и на ЭВМ можно сделать вывод, что насос отвечает заданным условиям эксплуатации.