Расчетная часть-Расчет электроцентробежного насоса для добычи нефти и газа УЭЦНК5 – 40 – 1250-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет электроцентробежного насоса для добычи нефти и газа УЭЦНК5 – 40 – 1250: Расчет вала насоса УЭЦНК5 – 40 – 1250, Расчет колеса электроцентробежного насоса, Расчет корпуса клапана на прочность, Определение глубины спуска насоса-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

3 РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ
3.1 Расчет вала насоса УЭЦНК5 – 40 – 1250 
 
 Определение ориентировочного размера вала по внутреннему диаметру шлицев без учета влияния концентрации напряжений и изгиба вала d1ВН, мм
     ,      (3.1)
 где Мкр max – максимальный крутящий момент на валу насоса определяется по следующей формуле, кН м
     ,     (3.2)
 где n – число оборотов вала, об/мин;
  Nmax – наибольшая мощность, то есть мощность на валу насоса.

 Определим критическое напряжение Rкр, МПа
       ,    (3.3)
 где Rz – допускаемое напряжение на кручение, МПа.
       ,     (3.4)
 где δв – временное сопротивление разрыву материала вала. δв =950 МПа;
  n1 = 1,8 - 2,6.
МПа
МПа

мм
 По стандарту принимаем диаметр вала равный 30 мм.
 где z – число шлицев, шт;
D – наружний диаметр, мм;
B – ширина шлицев, мм.
 Определим вес в жидкости единицы длины вращающейся системы
где Lдв – длина электродвигателя без протектора. Lдв=6190 мм;
 Gдв – вес электродвигателя без протектора. Gдв 325 кг;
  mт – вес 1 метра труб (гладких). mт=13,67 кг;
  Lн – длина спуска насоса. Lн=986,22 м.
      ,     (3.5)
кг
 Определим стрелу прогиба шлицевого конца вала Δу, мм
     ,   (3.6)
 где d – диаметр вала. d=30 мм;
  n – скорость вращения вала. n=3000 об/мин;
  Р – давление развиваемое насосом. Р= 22 Н/см2.

мм
 Определим вес вала m, кг
       ,    (3.7)
 где mт – масса 1 м вала. mт =5,07 кг.
кг
 Определим момент инерции вала I, Н/м
      ,      (3.8)
 где d – диаметр вала. d=0,030 м.
Н/м
 Определить радиальную нагрузку Р1, Н
      ,     (3.9)
 где ε – модуль упругости материала вала. ε=2·105 МПа;
  l1 – расстояние между точками приложения радиальных сил. l1=1200 мм;
  с – расстояние между точками приложения радиальных сил действующих на вал. с=800 мм;
  b – расстояние от места приложения радиальной нагрузки к валу до
выточки на нем.
Н
 Определим средний диаметр шлицев dср, м
      ,     (3.10)
 где d1 – диаметр вал, мм;
  d – принятый по стандарту диаметр вала. d=30 мм.

 Определим окружное усилие на среднем диаметре шлицов ,Н
      ,     (3.11)
Н
 Определим величину радиального усилия Р2, Н
      ,     (3.12)
Н
 Определим изгибающий момент в наиболее погруженном сечении
Мизг max, Н·м
      ,    (3.13)
где b – расстояние от места приложения радиальной нагрузки к валу до
выточки на нем. b=0,2 м.
Н м
 Определим высоту шлицев t, мм
       ,     (3.14)
 где dср – средний диаметр шлицев. dср=28 мм.
мм
 Определим момент сопротивления изгиба W, мм2
      ,    (3.15)
 где dвн – внутренний диаметр шлицев. dвн=26 мм;
  а – ширина шлица. а=6мм.
мм2
 Определим напряжение изгиба в опасном сечении δиз, Н/мм2
      ,     (3.16)
Н/мм2
 Определим момент сопротивления кручения Wк, мм3
         (3.17)
 где d – средний диаметр вала. d=30 мм.
мм3
 Определим напряжение кручения τ, Н/мм2
      ,     (3.18)
Н/мм2
 Определим результирующее напряжение, необходимо нахождение по формуле (из теории предельных напряженных состояний по О. Мору) σэкв, МПа
      ,     (3.19)
МПа
 Определим запас прочности по пределу текучести σТ
       ,     (3.20)
где σТ – предел текучести материала. σТ=800 МПа.


3.2 Расчет колеса электроцентробежного насоса
 
 Определим внешний диаметр втулки dвт, м.
       ,    (3.21)
м
 Определим частоту вращения вала n1, с-1
       ,     (3.22)
 где k – поправочный коэффициент в зависимости от ускорения вала в начале момента вращения. k=1,8.
с-1
 Определим коэффициент быстроходности ns
      ,    (3.23)
 где Нст – напор, развиваемый насосом. Нст=1188,33 м;
  g – ускорение свободного падения. g=9,8 м/с2;
  Q – дебит скважины. Q=0,00032 м3/с.

 Определим объемный КПД, ηоб
      ,    (3.24)

 Определим расход жидкости в каналах рабочего колеса QК, м3/с
       ,     (3.25)
м3/с
 Определим осевую скорость жидкости у входа в колесо С0, м/с
      ,    (3.26)
м/с
 Определим диаметр входа в колесо Dо, м.
     ,    (3.27)
 где dвт – внешний диаметр втулки. dвт=0,0312 м.
м
 Определим радиус колеса у входной кромки лопасти Di, м
       ,    (3.28)
м
Определим ширину канала рабочего колеса у входной кромки лопасти b1, м
      ,     (3.29)
 где Сот – скорость потока на входе у лопастей до стеснения ими проходного сечения, равна Со – осевая скорость жидкости. Со=1,325 м/с2.
м
 Определим окружную скорость U1, м/с
       ,     (3.30)
 где ω – угловая скорость. w=34 с-1.
м/с
 Определим коэффициент окружной скорости на входе С1m, м/с
      ,     (3.31)
где R1 - коэффициент стеснения в пределах от 1,1 до 1,25, выбираем R1=1,25.

 Определим угол β1
       ,    (3.32)

откуда β1 = 58061’ (определяем по справочнику Брадеса)
 Определим угол входной кромки лопасти β1л
       ,    (3.33)
 где δ – угол атаки в пределах от 50 до 100, принимаем 70

 Определим напор на трех колесах Нт, м
       ,     (3.34)
 где Н – напор насоса. Н=1188,33м;
  Z – число ступеней насоса. Z=286;
  3 – число секций.

 Определим угловую скорость ω, с-1
       ,     (3.35)
с-1
 Определим окружную скорость, U2, м/с
       ,    (3.36)
 где С2u – коэффициент окружной составляющей абсолютной скорости жидкости при выходе из колеса определяется по следующей формуле:
       ,    (3.37)
 где ρк – коэффициент реакции для насосов в пределах от 0,7 до 0,75, принимаем 0,7.

м/с
 Определим диаметр колеса D2, м.
       ,    (3.38)
м






3.3 Расчет корпуса клапана на прочность

 Корпус клапанного узла выполняется в виде стальной трубы. На клапанный узел действует осевая сила равная весу всей скважинной установки, а также вес столба жидкости в колонне НКТ.
 Qуст=20700Н ( вес компенсатора + вес электродвигателя + вес протектора +вес трех секций насоса).
 Определим вес жидкости в трубах, Н
,    (3.39)
 где плотность жидкости. =0,85 кг/м3;
  g-ускорение свободного падения. g=9.8 м/с2;
  dвн -внутренний диаметр труб. dвн=0.076 м;
  Н-глубина спуска насоса. Н=1000 м.


 На клапан действует осевая сила равная
Q=Qуст+P=20700+37769=58469 Н
 Определим напряжение в опасном сечении корпуса клапанного узла
      ,     (3.40)
 где Fоп – площадь опасного сечения корпуса, м2.
  
   для стали марки Е
 Корпус клапанного узла необходимо изготовить из стали марки Е

3.4 Расчет присоединительной резьбы клапана на прочность

 Присоединение клапанного узла с колонной НКТ осуществляется посредством резьбового соединения. Зная наибольшую нагрузку на один виток резьбы, можно составить условие прочности этого витка на срез, смятие и износостойкость контактной поверхности резьбы.
 Наиболее будут нагружены витки верхней резьбы, при помощи которой клапанный узел присоединяется при помощи которой клапанный узел присоединяется к колонне НКТ. На нее действует вес установки и вес жидкости в трубах НКТ.
     Q=Qуст+P=58469Н
 Условие прочности резьбы на срез, МПа

    ,    (3.41)
 где dвн–внутренний диаметр резьбового соединения, м;
   S0-высота срезаемого сечения резьбы. S0=205 мм;
   Кн-коэф., учитывающий неравномерность распределения нагрузки между
витками. Кн=0,7;
   Кп-коэф. неполноты резьбы . Кп=0,87.
    
 Условие прочности резьбы на смятие, МПа
    ,    (3.42)
 где d1-внутренний, средний диаметр вершин. d1=91,5 мм;
   d2-внутренний, средний диаметр впадин. d2=88,5 мм.
     =552 МПа

3.5 Определение глубины спуска насоса

 В приложении А представлен расчет по определению глубины спуска насоса в зависимости от скважинных условий, а также определение нагрева электродвигателя.
 Выделение газа из нефти не будет происходить, если давление у входа в насос будет больше давления насыщения. В наших условиях, в зависимости от оптимального давления на приеме насоса Pопт= 13,98 МПа, чтобы не происходило такого явления необходимо разместить насос на глубину h=1544,66 метров под динамический уровень. Учитывая возможность модернизированного варианта расчетная глубина спуска насоса составила 986,22 метров.
 Требуемый напор насоса для подъема жидкости на поверхность с учетом потерь на трение h тр при подъеме жидкости и напора соответствующего газлифтному эффекту hг составил 1188,33 метра, что обеспечивает выбранный нами насос.
 На глубине 986 метров давление равно P=4,092 МПа.
 Определим, какое необходимо количество ступеней с кольцевой проточкой, чтоб не нарушался режим работы установки, штук
     C=(Pнас-P) / Pст     (3.43)
 где Pст – давление, развиваемое одной ступенью. Pст= 0,19 МПа.
     C=(8,5-4,092) / 0,19=23,2
 Необходимо установить 24 ступени, но не подряд, а через одну.