Расчетная часть-Расчет механического пакера ПНЭ-ЯГМ-118-146-21 для одновременно раздельной эксплуатаций нескольких пластов-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет механического пакера ПНЭ-ЯГМ-118-146-21 для одновременно раздельной эксплуатаций нескольких пластов: Проверочный расчет узлов и деталей пакера, Расчет цилиндра пакера на прочность, Расчет элементов пакера, Расчет на прочность деталей пакера, Проверка влияния плашечного захвата на прочность обсадной колонны, Расчет напряженно-деформированного состояния в программе «ANSYS»-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

3 Проверочный расчет узлов и деталей пакера

3.1 Расчет цилиндра пакера на прочность

Основным элементом пакера является цилиндр, который воспринимает давление, необходимые для передвижения поршня. В связи с этим возникает необходимость проведения расчетов толщины стенок цилиндра при заданной величине давления[5].
Для проведения расчета на прочность необходимо выбрать формулу, по которой будут вестись расчеты. По условию если:
>1,15, (3.1)
где r1 – внутренний радиус;
r2 – внешний радиус.
то корпус следует рассматривать как толстостенный цилиндр. Если же данное условие не выполняется, то корпус рассчитывается как тонкостенный цилиндр.
Для корпуса цилиндра имеем в наиболее тонком сечении:
= ,
Исходя из этого, расчет корпуса цилиндра ведем как для тонкостенного цилиндра.
Расчет корпусов из пластичного материала для тонкостенных цилиндров ведется по формуле:
, (3.2)
где δC – толщина стенки;
[σP] – допускаемое напряжение на растяжение.
Для стали 45 [σP]=360 МПа;
рi – максимальная величина давления жидкости. рi=11 МПа.
Минимальная толщина стенки цилиндра:
мм, (3.3)

Сравниваем с существующей толщиной стенки: 7 мм > 3,43 мм, что допустимо. Следовательно, цилиндр удовлетворяет условиям прочности.

Рисунок 3.1-Расчетная схема цилиндра пакера.

3.2 Расчет элементов пакера

При расчете пакера определяют необходимое для герметизации осевую силу, оптимальную высоту уплотняющего элемента и длину хода штока пакера [5].
Резина, применяемая в пакерах, имеет коэффициент Пуас¬сона μ =0,475.
Для определения наименьшей ве¬личины осевой силы Q, обеспечивающее герметичное разобщение ствола скважины, используем следующее уравнение:

(3.4)
где F—площадь поперечного (диаметрального) сечения уплотнительной манжеты;
∆Р- перепад давления у пакера;
G-модуль сдвига резины. G=3МПа;
Rc- наружный радиус резины после деформации. Rc=65мм;
rш- внутренний радиус резины. rш=37мм;
Rп- наружный радиус резины до деформации. Rп=58 мм.

Принимаем ∆Р=10МПа:
F=π*(D2н-D2вн)/4, (3.5)
где D2н и D2вн - соответственно наружный и внутренний диаметры рабочих поверхностей уплотнительного элемента пакера после деформации.
F=3,14*(0,13-0,074 )/4=0,00439 м2,
Тогда получим
Q≥0,111*10*106*0,00439+3*0,00439*((0,0652-0,0372)3-(0,0582- 0,0372)3)/(0,0652- 0,0372)2*(0,0582- 0,0372)=53,4 кН,
Проверим условие устойчивости пакера.
(3.6)







Рисунок 3.2 – Расчетная схема устойчивости пакера

Найдем нагрузку, необходимою для предотвращения срыва пакера от действия перепада давления:
Q1=0,785*Dвн2*∆Р*k/tg(α+β)*f, (3.7)
где Dвн – внутренний диаметр обсадной колонны;
k – коэффициент устойчивости пакеровки. k=1,1;
α – угол конуса пакера. α = 12o;
β =6o – угол трения. β =6o;
f – коэффициент сцепления шлипсов с обсадной колонной. f = 0,82.
Тогда получим
Q1=0,785 *0,132*10*106*1,1/tg(12+6)*0,82=177,9 кН (3.8)
Сила сцепления плашек якоря с обсадной колонной
Fпл = ∆Р*S*f*n = 10*106*0,00155*0,82*12=152,5 кН, (3.9)
где S – площадь контакта одной плашки с обсадной колонной;
n – количество плашек.
S = (3,14*552/4 – 55*15)*10-6 = 0.00155 м2
Сила сцепления шлипсов захватного устройства пакера с обсадной колонной:
Fш=Q*tg(α+β)*f*n=53,4*tg(12+6)*0,82*12 = 389 кН (3.10)
Сила трения резиновых уплотнительных элементов после деформации:
Fрез=∆Р*S*f*n=107*0,024*2*3=240 кН, (3.11)
где S – площадь контакта одного уплотнительного элемента с обсадной колонной
S = π*D*L=3,14*0,13*0,06=0,024 м2 (3.12)
Проверим условие устойчивости пакера
(3.13)
177,9+53,4 < 152,5+389+240 кН, условие устойчивости пакера обеспечивается.

Рисунок 3.2-Расчетная схема

Рассчитаем параметры силового цилиндра.
При рабочем давлении жидкости в пакере цилиндр должен создавать усилие на манжету более 56 кН. Примем расчетную осевую силу равной 56 кН. Осевое усилие зависит от давления рабочей жидкости в пакере и от площади поперечного сечения поршня:
N= P*S, (3.14)
где Р - максимальное давление, развиваемое насосом (Р=11 МПа);
S- площадь поперечного сечения поршня, м.
S= π*(dн2- dвн2)/4, (3.15)
где dн2 и dвн2 - соответственно наружный и внутренний диаметры поршня
S=3,14(0,1042- 0.0822)/4=0,0051 м2,
N=11*106*0,0051=56 кН.

Рисунок 3.3-Расчетная схема определения оптимального хода поршня

Окончательно принимаем наружный диаметр поршня dн=104мм и внутренний dвн=82мм. Толщину стенок цилиндра принимаем конструктивно равной 7мм. При этом выполняется рекомендуемое требование о том, чтобы разность диаметров уплотнения пакера до его деформации и обсадной колонной до 15-20мм.
Определим оптимальную длину хода поршня:
Son=h*Rn2*(kon2-1)/ (kon2*Rn2- Rш), (3.16)
где h-высота уплотнительного элемента в свободном состоянии, принимаем h=180мм;
kon- коэффициент, для обсадных труб диаметрами 130 и 146 мм его принимают равным. kon=1,13.
Son=0,18* 0,0582*( 1,132-1)/ (1,132* 0,0582- 0,0372)= 0,0475м, (3.17)
Принимаем ход поршня равным 50мм.

3.3 Расчет на прочность деталей пакера

В большинстве случаев разрушение происходит в наиболее опасных сечениях. В данной конструкции пакера наиболее опасными являются сечения основания пакера D=70мм .Максимально допустимую нагрузку Pmax определяют исходя из площади опасного сечения и предела текучести:
, (3.18)
где FH – площадь опасного сечения, мм2,
, (3.19)
где D – наружный диаметр резьбы в опасном сечении;
dвн – диаметр проходного отверстия.
Проверим на прочность первое сечение:
Для него D=70мм, d=60мм. Тогда получим
,
т = 340 МПа – предел текучести материала сталь 45 ГОСТ 4543-71.
.
Реально действующее растягивающее усилие в этом сечении будет возникать от давления рабочей жидкости на цилиндр. Приближенно его можно считать равным Р=56кН. По условию прочности необходимо:
Рmax> Pkз , (3.20)
Коэффициент запаса прочности принимаем равным kз=2
Рmax=145025>56000*2=112000 Н.
Следовательно, условие прочности выполняется.
3.4 Проверка влияния плашечного захвата на прочность обсадной колонны

При расчете пакера необходимо проверять влияние плашечного захвата на прочность обсадной колонны [5].
В конструкциях, где плашки полностью перекрывают кольцевой зазор, нагрузка на обсадную колонну распределена равномерно по всему периметру.
При ограниченном контакте плашек по периметру обсадной колонны участки труб между ними работают на изгиб. На рисунке 7.4 приведена схема распределения усилий.
Тогда предельно допустимая осевая нагрузка на пакер рассчитывается по формуле:
Qпред≤(2σт n tg α h2 Lпл)/d, (3.21)

где σт- предел текучести материала труб обсадной колонны;
n- число плашек(по радиусу);
α- угол конуса плашки;
d- внутренний диаметр трубы обсадной колонны;
h- толщина стенки трубы;
Lпл- длина плашек по вертикали.
Предел текучести равен:
σт=[σt]/kз, (3.22)
где [σт]=340МПа- допустимое напряжение для стали 45;
кз- коэффициент запаса прочности, принимаем его равным 2.
σт= 340*106/2= 170МПа,
Qпред≤(2*170*106*3* tg(12 ̊)*0,0082*0,045)/0,130=120кН.
120*103<180*103 следовательно, обсадная колонна при нагружение пакера не потеряет прочности.

Рисунок 3.4 – Расчетная схема влияние плашечного захвата

Определим нормальную силу действующую на обсадную колонну на участке действия плашек:
(3.23)
где Q - осевая нагрузка;

Найдем давление, действующее одной плашки на обсадную трубу:
  (3.24)
где S-площадь действия плашек;
Внутренние давление в участке посадки пакера определяется следующим образом:
Робщ=Р+Рж=1,2+10=11,2 МПа, (3.25)
где Р – давление от действие плашек;
Рж – давление жидкости;
Определим нормальное напряжение:
(3.26)
где D – внутренний диаметр обсадной колонны,
δ – толщина стенки