Расчетная часть-Расчет УЭЦН электроцентробежного насоса-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

ID: 176763
Дата закачки: 17 Января 2017
Продавец: lelya.nakonechnyy.92@mail.ru (Напишите, если есть вопросы)
Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Диплом и связанное с ним
Форматы файлов: Microsoft Word

Описание:
Расчетная часть-Расчет УЭЦН электроцентробежного насоса: РАСЧЕТ КОЖУХА НА ПРОЧНОСТЬ, РАСЧЕТ ПЕСКОНАКОПИТЕЛЯ, ВЫБОР НАСОСНО-КОМПРЕССОРНЫХ ТРУБ, ОПРЕДЕЛЕНИЕ НЕОБХОДИМОГО НАПОРА ЭЦН, ВЫБОР ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА, ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, ВЫБОР КАБЕЛЯ, ВЫБОР ТРАНСФОРМАТОРА, РАСЧЕТ ЭЦН НА ПРОЧНОСТЬ, РАСЧЕТ КОРПУСА ЭЦН НА ПРОЧНОСТЬ, РАСЧЕТ ВАЛА ЭЦН НА ПРОЧНОСТЬ, РАСЧЕТ ВАЛА ЭЦН НА ПРОЧНОСТЬ, РАСЧЕТ ВАЛА ЭЦН НА ВЫНОСЛИВОСТЬ, ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОЧНОСТИ НКТ, ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ, РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Комментарии: РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

ВЫБОР ОБОРУДОВАНИЯ

ВЫБОР ОБСАДНОЙ КОЛОННЫ

В своем дипломном проекте я рассматриваю износостойкий электроцентробежный насос с подачей 38 м3/сут. Учитываю подачу, я выбираю насос 5 группы; этой группе соответствует обсадная колонна диаметром 140 мм с внутренним диаметром 121,7 мм. для защиты насоса от механических примесей я использую кожух из безмуфтовой обсадной трубы ОБ 127×6,4 – исходя из этого обсадная колонна должна быть диаметром 146 мм с внутренним диаметром 132 мм.
Учитывая габаритный размер насосного агрегата определим величину диаметрального зазора между кожухом и насосным агрегатом, минимальный зазор составит 111,5-103=8,5 мм, что допустимо вследствие того, что кабель прокладывается с одной стороны и кожух представляет собой цельную трубу. Не учитывая размеры кабеля, зазор составит 111,5-92=19,5 мм.
Зазор между обсадной колонной с внутренним диаметром 132 мм и кожухом составит 132-127=5 мм, что допустимо. Насос двухсекционный, поэтому кожух может состоять из нескольких труб.
В качестве песконакопителя я использую бузмуфтовую обсадную трубу ОБ 114×6,4. Зазор между обсадной колонной с внутренним диаметром 132 мм и песконакопителем составит 132-114=18 мм, что допустимо. Песконакопитель состоит из нескольких труб.
Выбранные размеры оборудования подходят под обсадную колонну диаметром 146 мм.

РАСЧЕТ КОЖУХА НА ПРОЧНОСТЬ

На кожух действует вес оборудования с песком и без песка, расположенного под кожухом (фильтр, песконакопитель), который может привести к растяжению.
Фильтр и песконакопитель представляют собой безмуфтовую обсадную трубу диаметром 114×6,4 мм, состоящую из десяти труб. Фильтр имеет отверстия диаметром 2 мм по 16 отверстий на горизонтальной линии.
Определим напряжение по формуле:
σ_р=(P_тр×(n_тр+1)+P_п×n_тр)/(f_тр-f_от )
где:
P_тр - вес обсадной трубы, Н;
P_п – вес песка в заполненном песконакопителе, Н;
f_тр – площадь тела трубы, м2;
f_от - площадь отверстий, м2.
Определим вес обсадной трубы P_тр, Н:
P_тр=l_тр×q×g
где:
l_тр – длина трубы, м;
q – вес одного погонного метра, кг/м;
g - ускорение свободного падения, м/с2.
P_тр=10×16,9×9,81=1658 (Н)
Определим вес песка в заполненном песконакопителе P_п, Н:
P_п=ρ_п×V×g
где:
ρ_п - плотность песка, 3200 кг/м3;
V - объем обсадной трубы, м3.
P_п=3200×0,785×〖0,1015〗^2×10×9,81=2539 (Н)
Определим площадь тела трубы f_тр ,м2:
f_тр=0,785×(D_н^2-d_вн^2 )
где:
D_н^ и d_вн^ - наружный и внутренний диаметры трубы соответственно, м.
f_тр=0,785×(〖0,114〗_^2-〖0,1012〗_^2 )=2,16×〖10〗^(-3)(м2)
Определим площадь отверстий f_от ,м2:
f_от=d_от×δ×n_от
где
d_от – диаметр отверстий, м2;
δ - толщина стенки трубы, м2;
n_от - количество отверстий.
f_от=2×〖10〗^(-3)×6,4×〖10〗^(-3)×16=0,205×〖10〗^(-3) (м2)
Определим напряжение в фильтре, σ_р, Па:
σ_р=(1658×(10+1)+2539×10)/(2,16×〖10〗^(-3)-0,205×〖10〗^(-3) )=22,3×〖10〗^6 (Па)
Коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
n=σ_m/σ_p
где:
σ_m – предел текучести группы прочности Д, 379 МПа.
n=379/22,3=17,0>1,5
 
РАСЧЕТ ПЕСКОНАКОПИТЕЛЯ

Мелкие механические частицы, проходя сквозь фильтр, оседают в песконакопителе. Необходимо знать, как долго песконакопитель сможет работать до полного заполнения.
Определим объем песконакопителя:
V_шл=f×l_тр×n_тр
где:
f – площадь канала трубы, м2;
l_тр - длина трубы, м;
n_тр - количество труб.
V_шл=0,785×〖0,1015〗^2×10×10=0,809 (м3)
При средней концентрации взвешенных частиц 0,424 г/л, объем выносимого за сутки песка равен:
V=m/ρ_п
где:
m - масса выносимого за сутки песка, кг/сут.
m=0,424×Q
где:
Q - дебит скважины, м3/сут.
m=0,424×38=16,1 (кг/сут)
V=16,1/3,2=5,035(дм3/сут)=5,035×〖10〗^(-3)(м3/сут)
Тогда из полученных данных можем определить работоспособность песконакопителя:
n_сут=0,809/(5,035×〖10〗^(-3) )=160,7 (сут)
Песконакопитель сможет работать до полно заполнения 160,7 суток (5,4 месяца) до полного заполнения. Это доказывает целесообразность выбранного оборудования для добычи жидкости с высоким содержанием механических примесей, вследствие того, что погружная электроцентробежная установка, работающая без фильтра с кожухом, выходит из строя примерно за две-три недели, а с предложенным оборудованием может проработать примерно полгода (5,4 месяца плюс 2-3 недели).
После проведения работ по забуривании второго ствола в скважине, а также после гидроразрыва пласта наблюдается резкое и кратковременное увеличение концентрации взвешенных частиц в добываемой пластовой жидкости. При этом первый спущенный ЭЦН называют «смертником», так как он практически сразу выходит из строя, последующий является рабочим, рассчитанный на длительное использование. Использование песконакопителя решает проблему с быстро выходящим из строя ЭЦН повышая межремонтный период.

ВЫБОР НАСОСНО-КОМПРЕССОРНЫХ ТРУБ

Диаметр насосно-компрессорных труб (НКТ) определяется их пропускной способностью и возможностью совместного размещения в скважине труб с муфтами, насоса и круглого кабеля. Выбирается диаметр НКТ по дебиту скважины, исходя из условия, что средняя скорость потока в трубах должна быть в пределах Vср=1,2-1,6 м/с, причем меньшее значение берется для малых дебитов. Исходя из этого определяют площадь внутреннего канала НКТ Fвн, м2:
F_вн=Q/(86400×V_ср )
и внутренний диаметр dвн, см:
d_вн=√(F_(вн )/0,785)
где:
Q – дебит скважины, 38 м3/сут;
Vср – выбранная величина средней скорости, 1,2 м/с.
Определяем площадь внутреннего канала НКТ Fвн, м2:
F_вн=(38×〖10〗^6)/(86400×120)=3,67(〖см〗^2)
Определяем внутренний диаметр dвн, см:
d_вн=√(3,67/0,785)=2,16(см)
Исходя из ближайшего внутреннего диаметра выбирается стандартный НКТ. Если разница получается существенной, то корректируется Vср:
V_ср=Q/(86400×F_вн )
Ближайший больший d_вн имеют НКТ диаметром 33 мм (d_вн=26,4 мм). В связи с отсутствием на большинстве НГДУ НКТ диаметром 33 мм предлагаем использовать НКТ диаметром 60 мм (d_вн=50,3 мм).
Скорректируем выбранное значение Vср:
V_ср=(38×〖10〗^6)/(86400×0,785×〖5,03〗^2 )=22,2(см⁄с)

ОПРЕДЕЛЕНИЕ НЕОБХОДИМОГО НАПОРА ЭЦН

Необходимый напор определяется из уравнения условной характеристики скважины:
H_с=h_ст+∆h+h_тр+h_г+h_с
или по формуле:
H_с=h_ст+∆h+h_тр+h_буф
где:
h_ст – статический уровень жидкости в скважине, 1154 м;
∆h - депрессия, м;
h_тр – потери напора на трение в трубах, м;
h_г – разность геодезических отметок сепаратора и устья скважины, 15 м;
h_с – потери напора в сепараторе, м;
h_буф – потери напора на буферное давление, м.
Депрессия определяется при показателе степени уравнения притока, равном единице:
∆h=(Q×〖10〗^6)/(K×ρ_ж×g)
где:
K – коэффициент продуктивности скважины, 20 м3/сут·МПа;
ρ_ж - плотность жидкости, 960 кг/м3;
g - ускорение свободного падения, 9,81 м/с2.
Депрессия будет равна:
∆h=(38×〖10〗^6)/(20×960×9,81)=202(м)
Потери напора на трение в трубах определяются по формуле:
h_тр=λ×((L+l)×V_ср^2)/(d_вн×2×g)
где:
L – глубина спуска насоса, м;
L=h_ст+∆h+h
h - глубина погружения насоса под динамический уровень, 50 м;
l - расстояние от скважины до сепаратора, м;
λ - коэффициент гидравлического сопротивления.
Коэффициент λ определяют в зависимости от числа Re и относительной гладкости труб Ks.
Число Re определяется по формуле:
Re=(V_ср×d_ср)/ν
где:
ν - кинематическая вязкость жидкости, 2·10-6 м2/с.
Относительная гладкость труб определяется по формуле:
Ks=d_вн/(2×∆)
где:
∆ - шероховатость стенок труб, принимаемая для незагрязненных отложениями солей и парафина труб равной 0,1 мм.
Число Re будет равно:
Re=(0,222×0,0503)/(2×〖10〗^(-6) )=5583
Относительная гладкость труб будет равна:
Ks=50,3/(2×0,1)=251,5
Значение λ определяется из условия:
λ=64/Re
если Re<2300,
λ=0,3164/〖Re〗^0,25
если Re>2300.
Коэффициент гидравлического сопротивления будет равен:
λ=0,3164/〖5583〗^0,25 =0,036
Также значение λ можно определить по графику зависимости [1, рис. 64]. По графику λ=0,04.
Глубина спуска насоса будет равна:
L=1154+202+50=1406(м)
Потери напора на трение в трубах:
h_тр=0,04×((1406+60)×〖0,222〗_^2)/(0,0503×2×9,81)=3,0(м)

Потери напора на преодоление давления в сепараторе:
h_с=P_с/(ρ_ж×g)
где:
P_с – избыточное давление в сепараторе, 0,2×〖10〗^6 Па.
Потери напора в сепараторе:
h_с=(0,2×〖10〗^6)/(960×9,81)=21,2(м)
Подставляя вычисленные значения ∆h, h_тр и h_с и наперед заданные h_ст и h_г, найдем величину необходимого напора для данной скважины:
H_с=1154+202+3+15+21,2=1395(м)

ВЫБОР ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА

Подбор насоса для заданной подачи, необходимого напора и диаметра эксплуатационной колонны скважины производят по характеристикам погружных центробежных насосов [2, табл. 3.1, 3.2]. При этом необходимо иметь ввиду, что в соответствии с характеристикой ЭЦН напор насоса увеличивается при уменьшении подачи, а КПД имеет ярко выраженный максимум.
Поскольку характеристики на конкретные типоразмеры ЭЦН часто отсутствуют, то целесообразно по заданным трем точкам рабочей области построить участок характеристики для точного определения напора ЭЦН.
Для совмещения характеристик скважины и насоса применяют два способа:
На выкиде из скважины устанавливают штуцер, на преодоление дополнительного сопротивления которого расходуется избыточный напор насоса ∆H=H-H_c. Однако этот способ прост, но неэкономичен, так как снижает КПД насоса и установки в целом.
Второй способ предусматривает разборку насоса и снятие лишних ступеней или подбор модульных насосов. Этот способ трудоемкий, но более экономичный, так как КПД насоса не изменяется.
Число ступеней, которые нужно снять с насоса для получения необходимого напора, равно:
∆z=[1-H_с/H]z
где:
H - насос напора соответствующей его характеристике, соответствующий дебиту скважины, м;
H_с - необходимый напор скважины, м;
z – число ступеней насоса.
Для получения дебита Q=38 м/сут и напора H_с=1395 м по таблице [2, табл. 3.1] выбираем ЭЦНМ5-50-1700 с числом ступеней 336, учитывая что эксплуатационная колонна у нас 146 мм, а кожух изготовлен из обсадной трубы с внутренним диаметром 114,2 мм по телу трубы и 111,5 мм в ниппельном конце.
Характеристики ЭЦНМ5-50-1700:
Шифр насоса Номинальные Рабочая область КПД, % Число ступеней Мощность, кВт
подача, м3/сут напор, м подача, м3/сут напор, м
ЭЦНМ5-50-1700 50 1725 25-70 1780-1275 43 336 28,8

Построим участок рабочей области характеристики Q-H (рис.1).
рис.1 Рабочая область характеристики ЭЦН
Из полученной рабочей области характеристики найдем, что при дебите 38 м3/сут напор ЭЦН на воде составит 1755 м.
Так как вязкость жидкости не превышает 3 сантипуаз, то пересчет по вязкой жидкости не требуется.
Для совмещения характеристик насоса определим число ступеней, которое необходимо снять с насоса:
∆z=[1-1395/1755]336=68,7
Следовательно, насос должен иметь 268 ступеней, вместо снятых устанавливаются проставки. Напор одной ступени составит 5,2 м.

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Полезную мощность двигателя определяют по формуле:
N_п=(Q×ρ_ж×g×H_c)/(86400×1000×η_н )=(Q×ρ_ж×H_c)/(86400×102×η_н )
где:
η_н- КПД насоса по его рабочей характеристике.
Учитывая, что КПД передачи от двигателя до насоса (через протектор) составляет 0,92-0,95 (подшипники скольжения), необходимую мощность двигателя определяют по формуле:
N_н=N_п/0,92
Ближайший больший по мощности типоразмер выбирается по таблице [2, табл.3.3, 3.4] с учетом диаметра эксплуатационной колонны.
Запас мощности, который необходим для преодоления высоких пусковых моментов УЭЦН, выбираем в пределах 10%.
Полезная мощность электродвигателя будет равна:
N_п=(38×960×1395)/(86400×102×0,43)=14,0 (кВт)
Необходимая мощность электродвигателя:
N_н=14/0,92=15,2 (кВт)
Ближайший больший типоразмер выбираем по таблице [2, табл.3.3]. Это ПЭД20-103 с КПД 73%; напряжение – 700 В; сила тока – 29 А; cosα=0,78; температура окружающей среды 700С; длина 5,17 м; масса 275 кг; запас по мощности составит 4,8 кВт.
Этому двигателю соответствует гидрозащита ПБ92.

ВЫБОР КАБЕЛЯ

Сечение жилы кабеля выбирают по номинальному току электродвигателя, исходя из плотности i рабочего тока в этом кабеле:
S=I/i
где:
I - номинальный ток электродвигателя, А;
i – допустимая плотность тока, А/мм2.
При выборе кабеля следует учитывать температуру и давление окружающей среды, допустимое напряжение.
Если в добываемой жидкости имеется растворенный газ, то предпочтение следует отдать кабелю с полиэтиленовой или эластопластовой изоляцией, так как она не поглощает растворенный в нефти газ и не повреждается им при подъеме на поверхность. При наличии в скважине коррозионно-активных агентов предпочтение отдают кабелю с фторпластовой изоляцией [2, стр. 120].
Потери мощности в кабеле определяются по формуле:
∆P_к=3×I^2×R×L_к×〖10〗^(-3)
где:
I - рабочий ток в электродвигателе, А;
L_к - длина кабеля, м;
R - сопротивление кабеля, Ом/м.
R=ρ×[1+α(t_3-t_20 )]×1/S
где:
ρ - удельное сопротивление меди при t =00С, 0,0175 Ом·мм2/м;
α - температурный коэффициент для меди, 0,004;
t_3 – температура на заборе у приема насоса, 0С;
S - площадь поперечного сечения жилы, мм2.
Общая длина кабеля должна быть равна глубине спуска насоса плюс расстояние от скважины до станции управления и небольшой запас на ремонт кабеля:
L_к=L+l+l_р

Определим сечение жилы:
S=29/5=5,8 (〖мм〗^2)
Учитывая, что в жидкости имеется растворенный газ, мы берем кабель с полиэтиленовой изоляцией КПБП 3х6 мм с рабочим напряжением 2500 В, допустимым давлением до 25 МПа и температурой до 90оC и размером 10,2х27,5 мм.
Длина кабеля будет равна:
L_к=1495+100+105=1600 (м)
Сопротивление кабеля:
R=0,0175×[1+0,004(50-20)]×1/6=3,26×〖10〗^(-3) (Ом⁄(м))
Потери мощности в кабеле:
∆P_к=3×〖29〗^2×3,26×〖10〗^(-3)×1600×〖10〗^(-3)=13,16 (кВт)

ВЫБОР ТРАНСФОРМАТОРА

Выбирать трансформатор (автотрансформатор) следует на соответствие двух параметров – мощности и напряжения. Мощность трансформатора должна быть:
P_тр≥P_эд/η_эд +∆P_к
где:
P_эд - полезная мощность электродвигателя, кВт;
η_эд - КПД электродвигателя;
∆P_к – потери мощности в кабеле.
Для определения величины напряжения во вторичной обмотке трансформатора необходимо найти величину падения напряжения в кабеле, В:
∆U=√3×(R_к×cosφ+X_o×sinφ)×I×L_к
где:
R_к - активное удельное сопротивление 1 км кабеля, R·103 Ом/км;
X_o - индуктивное удельное сопротивление кабеля, 0,1 Ом/км;
cosφ – коэффициент мощности электродвигателя;
sinφ – коэффициент реактивной мощности электродвигателя;
L_к - длина кабеля, км.
Напряжение на вторичной обмотке трансформатора должно быть равно сумме рабочего напряжения электродвигателя и величины потерь напряжения в кабеле:
U_тр=U_эд+∆U
Мощность трансформатора:
P_тр≥29/0,73+13,16=53,30 (кВт)
Падение напряжение в кабеле:
∆U=√3×(3,26×0,78+X_o×sin⁡(arccos0,78))×29×1,6=215,8 (В)
Напряжение на вторичной обмотке трансформатора:
U_тр=700+215,8=915,8 (В)
Этому условию удовлетворяет трансформатор ТСБЗ-100, с пределами регулирования на вторичной обмотке 900-1300 В.

РАСЧЕТ ЭЦН НА ПРОЧНОСТЬ

РАСЧЕТ КОРПУСА ЭЦН НА ПРОЧНОСТЬ

Наибольшие нагрузки действуют на насос в то время, когда насос работает в режиме закрытой задвижки.
На корпус действуют осевые усилия от давления P_н, развиваемого насосом; усилие предварительной затяжки ступеней P_пз, действующей в момент работы насоса на режиме открытой задвижки, и вес оборудования, расположенного под насосом (насос, электродвигатель с гидрозащитой).
В высоконапорных насосах наиболее нагруженным является корпус верхней секции. Корпус рассчитывают по сечению проточки для вывода верхней внутренней резьбы под ниппель, так как оно является ниаболее слабым.
Осевое усилие от действия столбы жидкости, создаваемое насосом в режиме закрытой задвижки:
P_н=π/4×D_пр^2×H_н×ρ_ж×g
где:
D_пр^ - диаметр проточки у выхода резьбы, мм;
H_н - напор, создаваемый насосом в режиме закрыто задвижки, м;
ρ_ж - плотность добываемой жидкости.
Усилие предварительной затяжки ступеней P_пз рассчитывают из условия нераскрытия стыка ниппеля и чашки верхней ступени при приложении усилия от действия гидравлической нагрузки P_н. В этом случае величина относительных деформаций корпуса насоса в месте проточки должна быть равна относительной деформации направляющих аппаратов:
P_н/(E_к×F_к )=P_пз/(E_на×F_на )
Отсюда усилие предварительной затяжки:
P_пз=(E_на×F_на)/(E_к×F_к )×P_н
где:
E_на – модуль упругости материала направляющего аппарата, 1,45×〖10〗^5 МПа (специальный легированный чугун) [2]
E_к - модуль упругости материала корпуса насоса, 2,04×〖10〗^5 МПа (ст. 35).
Усилие предварительной затяжки целесообразно увеличить на коэффициент запаса прочности стыка (равного 1,2), учитывающий возможные отклонения модуля упругости направляющего аппарата из чугуна.
Площади поперечного сечения корпуса в месте проточки и «чашки» направляющего аппарата определяются по формулам:
F_к=0,785×(D_н^2-D_пр^2)
F_на=0,785×(d^2-d_вк^2)
где:
D_н^ - наружный диаметр корпуса, мм;
d – наружный диаметр корпуса «чашки» направляющего аппарата, мм;
d_вк^ - внутренний диаметр направляющего аппарата, мм.
Осевое напряжение от суммарного действия трех сил в сечении проточки:
σ_z=(P_н+1,2×P_пз+G)/F_к
Тангенциальное напряжение в теле корпуса, находящегося под давлением:
σ_t=(H_н×D_пр×ρ_ж×g)/(2×S)
где:
S - толщина стенки в проточке корпуса.
Эквивалентное напряжение в ослабленном сечении корпуса, находящегося под внутренним давлением жидкости, вычисляется по теории потенциальной теории формоизменения [4]:
σ_экв=√(σ_z^2+σ_t^2-σ_z×σ_t )
Эквивалентное напряжение должно быть меньше предела текучести материала корпуса насоса:
σ_экв≤σ_т/n
где:
n – коэффициент запаса прочности, равный 1,5 [2].
Далее следует проверить правильность выбора внутреннего диаметра направляющего аппарата d_вк^ из условия [5]:
σ_с=(4×P_пз)/F_на ≤[σ_с]
где:
σ_с - напряжение сжатия в стенке «чашки» направляющего аппарата от усилия предварительной затяжки ступеней;
[σ_с] - допускаемое напряжение сжатия, для легированного чугуна 480 МПа.
Определим F_к^п, учитывая, что высота резьбы в месте внутренней проточки равна 1,8 мм:
F_к^п=0,785×[〖0,092〗^2-(0,078+2×0,0018)^2 ]=1,417×〖10〗^(-3) (м^2)
Определим площадь поперечного сечения направляющего аппарата:
F_на^ =0,785×[〖0,072〗^2-〖0,067〗^2 ]=0,546×〖10〗^(-3) (м^2)
Гидравлическая нагрузка:
P_н=3,14/4×(0,078+2×0,0018)^2×1395×960×9,81=68669 (Н)
Усилие предварительной затяжки:
P_пз=(1,45×〖10〗^5×0,546×〖10〗^(-3))/(2,04×〖10〗^5×1,417×〖10〗^(-3) )×68669=18807 (Н)
Вес оборудования сложится из веса насоса, электродвигателя, гидрозащиты и кабеля на длине насоса и протектора:
G=(275+65+275+8,9×0,796)×9,81=6103 (Н)
Осевое напряжение от действия трех сил:
σ_z=(68669+1,2×18807+6103)/(1,417×〖10〗^(-3) )=68,7×〖10〗^6 (Па)
Тангенциальное напряжение в теле корпуса:
σ_t=(1395×〖(0,078+2×0,0018)〗^2×960×9,81)/(2×3,25×〖10〗^(-3) )=83,3×〖10〗^6 (Па)
Эквивалентное напряжение:
σ_экв=√(〖68,7〗^2+〖83,3〗_^2-68,7×83,3)=77 (МПа)
Коэффициент запаса:
n=300/77=3,9
Напряжение сжатия в стенке направляющего аппарата:
σ_с=(4×18807)/(0,546×〖10〗^(-3) )=41×〖10〗^6 Па≤480×〖10〗^6 Па

РАСЧЕТ ВАЛА ЭЦН НА ПРОЧНОСТЬ

На вал насоса насаживаются рабочие колеса, свободно передвигающиеся по валу в осевом направлении и ограниченные в перемещении нижним и верхним направляющими аппаратами.
Вал насоса представляет собой стальной стержень, который благодаря многократной протяжке и дальнейшей обработке на правильно-полированном станке имеет высокую точность по диаметру, прямолинейность и малую шероховатость.
При большей длине погруженных центробежных насосов 6000-10500 мм применяются валы довольного малого диаметра: 17, 20, 22, 25, 28 мм, в то время как передаваемые этими валами максимальные мощности при установившихся режимах работы составляют значительную величину (52, 80, 110, 150 и > 230 кВт); минимально допустимое значение коэффициента запаса прочности по пределу текучести принято равным 1,2 [4].
Валы насосов обычного исполнения изготавливают из высокопрочной стали 03Х14Н7В по ТУ 14-1-2749-79, коррозионно-стойкого – Н65Д29ЮТ – ИШ (К – монель).
Надежность и работоспособность погруженных насосов в большей степени зависят от прочности вала.
При расчете вала необходимо рассмотреть два режима работы; периоды запуска, когда возникают динамические на грузки, и нормальный установившийся режим.
Нормальный установившийся режим характеризуется воздействием на вал следующих основных нагрузок:
крутящего момента;
осевых нагрузок от давления столба откачиваемой жидкости на верхних торец вала и частично передаваемых от рабочих колес;
радиальной нагрузки, передаваемой шлицевой муфтой;
центробежных сил, возникающих от неуравновешенности рабочих колес и работы вала за критическим числом оборотов.
В период запуска добавляются динамические нагрузки, обусловленные инерцией ротора насоса и моментами сопротивления в местах трения ротора.
Расчетами и опытами установлено, что при пуске погруженных центробежных насосов с чугунными рабочими колесами на валу возникают динамические нагрузки, превышающие в 1,4-1,7 раза нагрузки при нормальном установившемся режиме работы, а в насосе с пластмассовыми рабочими колесами это превышение составляет примерно 9%[6].
Режим пуска насоса с динамическими нагрузками действует кратковременно, и проверять усталостную прочность вала в этом случае не следует
Нормальный установившийся режим действует весьма длительное время, и в этот период вал необходимо проверять на предел выносливости, так как на вал действуют переменные изгибающие нагрузки. Именно поэтому при значительной массе ротора насоса (чугунные рабочие колеса) расчет вала на прочность производят по условиям пускового режима, а при малой массе ротора насоса (пластмассовые рабочие колеса) – по условиям нормального установившегося режима с учетом переменных нагрузок.
Расчет на максимальные нагрузки в период запуска является основным для насосов с подшипниками скольжения.
Для определения выносливости вала допустимо применение расчета вала с шарикоподшипниками как предъявляющего более жесткие требования к изгибу вала.
Прочностные расчеты могут быть с достаточной точностью сделаны без учета при обоих режимах осевых нагрузок и центробежных сил, так как величины их сравнительно малы.
Вал рассчитывают на прочность при совместном действии изгиба и кручения, принимая все нагрузки постоянными, а на выносливость – по номинальной нагрузке при рабочем числе оборотов.
Наибольшие нагрузки приложены к валу в его нижней части, в месте соединения с гидрозащитой. Опасным сечением вала является сечение, где тело вала ослаблено шлицами и проточкой под стопорное кольцо.
При нормальной работе вал насоса подвергается, в основном, воздействию крутящего момента, осевой сжимающей нагрузке на верхний торец вала и радиальной нагрузке. Радиальная нагрузка на вал вызывается несоосным расположением валов насоса и протектора и возможной неточностью изготовления шлицевого соединения [2].
Предварительно определяют размеры вала по внутреннему диаметру шлицев [7] без учета влияния концентрации напряжений и изгиба вала:
τ_кр=M_крmax/W_p =〖16×M〗_крmax/(π×d_вн^3 )
откуда:
d_вн^ =∛(M_крmax/(0,196×τ_кр ))
где:
M_крmax=955,5×N_max/n
N_max – приводная мощность электродвигателя, кВт;
n - частота оборотов вала электродвигателя, мин-1.
Допустимое касательное напряжение при кручении принимают с коэффициентом запаса η=1,4-1,6:
[τ_т ]=τ_т/η=σ_т/(2×η)
Некомпенсированная зазорами несоосность создает радиальную нагрузку, действующую на шлицевой конец вала. В этом случае радиальная нагрузка P будет равна [7]:
P_1=(3×E×I×∆y)/((l_1+c)×c^2 )
где:
E - модуль упругости материала вала, Н/см2;
∆y - стрела прогиба шлицевого конца вала, см, принимается 0,0002-0,0003 от расстояния между опорами [2] или 0,02-0,03 мм [7];
l_1 – расстояние между центрами крайних опор, определяется по чертежу, см;
c - расстояние между нижним подшипником и серединой сочленения муфты и вала, см;
I – осевой момент инерции вала, определяемый по месту проточки под стопорное кольцо,см4;
I=(π×d_вн^4+a(D-d_вн )×(D-d_вн )^2×z)/64
где:
a – ширина шлица, см;
D – наружный диаметр шлицев, см (внутренний диаметр проточки);
z – число шлицев.
При расчете обычно принимается, что число шлицев, включенных в работу, равно 0,7-0,8 от общего их числа.
Пять работающих шлицев дают нагрузку, равную 0,2×P_окр, где:
P_окр=(2×M_крmax)/d_ср
где:
d_ср - средний диаметр шлицев.
P_2=0,2〖×P〗_окр
Наиболее нагруженным является шлицевой конец вала в месте проточки под стопорное кольцо.
Изгибающий момент в этом сечении:
M_(изг.max)=(P_1+P_2)×b
где:
b - расстояние от точки приложения силы P и проточкой под стопорное кольцо.
M_(изг.min)=(P_1-P_2)×b
Напряжение изгиба в опасном сечении:
σ_(изг.max)=M_(изг.max)/W_x
где:
W_x - осевой момент сопротивления шлицевого вала в месте проточки под стопорное кольцо,
W_x=(π×d_вн^4+a(D-d_вн )×(D-d_вн )^2×z)/(32×D)
σ_(изг.min)=M_(изг.min)/W_x
Напряжение кручения:
τ=M_(изг.max)/W_p
где:
W_p - полярный момент сопротивления вала, в месте проточки под кольцо, равный 2×W_p.
Так как валы в основном работают в условиях изгиба и кручения, а напряжения продольных усилий невелики, то эквивалентное напряжение определяется по 4й теории прочности:
σ_экв=√(σ_(изг.max)^2+3×τ_^2 )
Запас прочности по пределу текучести должен быть не менее 1,3-1,4.
n_Т=σ_Т/σ_экв ≥1,3
Определим M_крmax:
M_крmax=955,5×20/2850=6,78 (кН×см)
Для материала вала выбираем сталь 40ХН σ_Т=750 МПа; σ_(-1)=420 МПа, τ_кр=250 МПа.
Определим предварительные размеры вала:
d_вн=∛(6780/(0,196×25000))=1,11 (см)
Выбираем шлицевое соединение 6х14х17.
Момент инерции будет равен:
I=(3,14×〖1,11〗_^4+0,35×(1,6-1,4)×(1,6-1,4)^2×6)/64=0,248 (〖см〗^2)
Определим P_1:
P_1=(3×20,6×〖10〗^6×0,248×2,5×〖10〗^(-3))/((5+3,6)×〖3,6〗^2 )=344 (Н)
Определим P_2:
P_2=(2×6780)/1,55=8784 (Н)
P_2=0,2〖×8784〗_ =1750 (Н)
Найдем M_(изг.max) и M_(изг.min), если b=2,7 см:
M_(изг.max)=(1750+344)×2,7=5654 (Н×см)
M_(изг.min)=(1750-344)×2,7=3796 (Н×см)
Вычислим изгибающие напряжения:
W_x=(3,14×〖1,11〗_^4+0,35×(1,6-1,4)×(1,6-1,4)^2×6)/(32×1,6)=0,309 (〖см〗^2)
σ_(изг.max)=5,654/0,309=18,3 (кН/〖см〗^2)
σ_(изг.min)=3,796/0,309=12,3 (кН/〖см〗^2)
Определим касательные напряжения:
τ=6,78/(2×0,309)=11,0 (кН/〖см〗^2)
Определим эквивалентное напряжение:
σ_экв=√(〖18,3〗_^2+3×〖11〗_^2 )=26,4 (кН/〖см〗^2)
Запас прочности по пределу текучести:
n_Т=75/26,4=2,84≥1,3

РАСЧЕТ ВАЛА ЭЦН НА ВЫНОСЛИВОСТЬ

Величины средних напряжений изгиба в цикле и их амплитуд зависят от характера цикла.
В общем случае при ассиметричном цикле они равны:
σ_m=(σ_max+σ_min)/2
σ_a=(σ_max-σ_min)/2
При пульсирующем цикле:
σ_m=σ_a=σ_max/2
При симметричном цикле:
σ_m=0
σ_a=σ_max=σ_min
Коэффициенты запаса прочности:
При изгибе
n_(σ_(-1) )=σ_(-1)/((k_(σ_ ) )_d×σ_(-1)+φ_σ×σ_m )
При кручении
n_τ=τ_(-1)/((k_(τ_ ) )_d×τ_a+φ_τ×σ_m )
Полагая, что вал крутится равномерно и без рывков, τ_а=0.
где:
σ_(-1) – предел выносливости материала при изгибе;
τ_(-1) - предел выносливости материала при кручении.
Общий запас прочности определяют из соотношения:
n=(n_τ×n_(σ_(-1) ))/√(〖〖〖n_τ〗^2+n〗_(σ_(-1) )〗^2 )
Определим σ_m и σ_a:
σ_m=(18,3+12,3)/2=15,3 (кН/〖см〗^2)
σ_a=(18,3-12,3)/2=3 (кН/〖см〗^2)
Для стали 40ХН:
σ_в=920 МПа;
σ_(-1)=420 МПа;
τ_(-1)=250 МПа;
φ_σ=0,2;
φ_τ=0,1.
(k_(σ_ ) )_d=2,06
(k_(τ_ ) )_d=2,44
Тогда:
n_(σ_(-1) )=(420×〖10〗^2)/(2,06×3000+0,2×15300)=4,55
n_τ=(250×〖10〗^2)/(0,1×110×〖10〗^2 )=22,7
Определим общий запас прочности из соотношения:
n=(22,7×4,55)/√(〖22,7〗^2+〖4,55〗^2 )=4,46
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОЧНОСТИ НКТ

Исходя из веса оборудования и кабеля необходимо проверить прочность колонны НКТ на страгивающие нагрузки в резьбовом соединении:
P_стр=(π×D_ср×b×σ_Т)/(1+n×D_ср/(2×L)×ctg(α+φ))
где:
b - толщина тела трубы под резьбой в основной плоскости;
D_ср - средний диаметр тела трубы под резьбой;
n – поправка Шумилова, 0,394 [2];
α - угол наклона несущей поверхности резьбы к оси трубы;
φ - угол трения в резьбе;
L - длина резьбы с полным профилем;
σ_Т - предел текучести материала труб.
Величина этих расчетных нагрузок должна быть достаточной для удержания оборудования спускаемого в скважину.
Допустимая длина колонны НКТ определяется по формуле:
L_доп=(P_стр-M_обор×g)/(n×g×(q_тр+q_ж))
где:
M_обор - масса оборудования подвешенного на трубах;
n - коэффициент запаса прочности, 1,3;
q_тр - масса 1 п.м. НКТ, 7,01 кг/м [2];
q_ж масса столба жидкости, длиной 1 м внутри колонны труб.
Масса оборудования подвешенного на трубах равна:
M_обор=m_эцн+m_пэд+m_пр+m_ком+m_як+m_каб+m_ман+m_деб+m_песк
где:
m_эцн - масса ЭЦН, 275 кг;
m_пэд - масса ПЭД, 275 кг;
m_пр - масса протектора, 65 кг;
m_ком - масса компенсатора, 21 кг;
m_як - масса якоря, 26 кг;
m_каб - масса кабеля, кг;
m_ман - масса манифольда, 15 кг;
m_деб - масса дебитометра, 12 кг;
m_песк - масса оборудования для защиты ЭЦН от механических примесей с заполненным песконакопителем, 4363 кг.
Масса 1 м столба жидкости равна:
q_ж=(π×d^2)/4 ρ_ж
где:
d - внутренний диаметр НКТ;
ρ_ж - плотность жидкости, 960 кг/м3.
Страгивающая нагрузка для НКТ 60х5 мм группы прочности «Д» σ_Т=380 МПа:
P_стр=(3,14×53,9×〖10〗^(-3)×3,6×〖10〗^(-3)×380×〖10〗^6)/(1+0,394×(53,9×〖10〗^(-3))/(2×29,3×〖10〗^(-3) )×0,384)=201743 (Н)
Страгивающая нагрузка для НКТ 60х5 мм группы прочности «К» σ_Т=491 МПа:
P_стр=(3,14×53,9×〖10〗^(-3)×3,6×〖10〗^(-3)×491×〖10〗^6)/(1+0,394×(53,9×〖10〗^(-3))/(2×29,3×〖10〗^(-3) )×0,384)=260673 (Н)
Страгивающая нагрузка для НКТ 60х5 мм группы прочности «Е» σ_Т=552 МПа:
P_стр=(3,14×53,9×〖10〗^(-3)×3,6×〖10〗^(-3)×380×〖10〗^6)/(1+0,394×(53,9×〖10〗^(-3))/(2×29,3×〖10〗^(-3) )×0,384)=293058 (Н)
Страгивающая нагрузка для НКТ 60х5 мм группы прочности «Л» σ_Т=654 МПа:
P_стр=(3,14×53,9×〖10〗^(-3)×3,6×〖10〗^(-3)×380×〖10〗^6)/(1+0,394×(53,9×〖10〗^(-3))/(2×29,3×〖10〗^(-3) )×0,384)=347210 (Н)
Масса кабеля:
m_каб=1495×0,796=1190 (кг)
Общая масса оборудования:
M_обор=275+275+65+21+26+1190+15+12+4363=6242 (кг)
Определим массу 1 м столба жидкости в трубах:
q_ж=(3,14×〖0,05〗^2)/4 960=1,88 (кг/м)
Определим допустимую глубину спуска на НКТ 60х5 мм группы прочности «Д»:
L_доп=(201743-6242×9,81)/(1,3×9,81×(7,01+1,88))=1239 (м)
1239<1495 м, следовательно верх колонны необходимо собрать из более прочных труб группы прочности «К». Определим допустимую глубину спуска на НКТ 60х5 мм группы прочности «К»:
L_доп=(260673-6242×9,81)/(1,3×9,81×(7,01+1,88))=1759 (м)
Необходимая длина НКТ группы «К» меньше допустимой, следовательно, расчет проходит. Нижние 1200 м укомплектовываются НКТ группы «Д», остальные НКТ группы «К».

ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА

При расчете ступени погружного центробежного насоса всегда известны подача и напор насоса, скорость вращения вала и диаметр обсадной колонны скважины, для работы в которой предназначен насос.
Внутренний диаметр корпуса ступени D_(вн.ст.) находят по уравнению:
D_(вн.ст.)=D_(в.к.)-2×δ_к
где:
δ_к - толщина стенки корпуса ступени, определяемая расчетом на прочность, мм;
D_(в.к.) – внутренний диаметр корпуса насоса, мм.
D_(вн.ст.)=84-2×4=76 (мм)
Наибольший внешний диаметр рабочего колеса:
D_2max=D_(вн.ст.)-2×s
где:
s - радиальный зазор между внутренней стенкой корпуса ступени D_(вн.ст.) и наибольшим диаметром рабочего колеса D_2max, этот зазор целесообразно принимать в пределах 2-3 мм. Меньшие значения нужно принимать для ступеней меньшего диаметра [3, стр. 100].
D_2max=76-2×2=72 (мм)
Диаметр втулки при входе в рабочее колесо:
d_вт=k_(d_вт )×D_2max
где:
k_(d_вт ) - коэффициент для определения диаметра втелки при входе в рабочее колесо, 0,3 [3, стр. 96].
d_вт=0,3×72=22 (мм)
После определения диаметра втулки необходимо проверить возможность размещения вала насоса. При этом должно быть соблюдено условие:
d_вт=d_в+2×δ_к
где:
d_вт – диаметр втулки;
d_в – диаметр вала насоса;
δ_к – толщина стенки втулки (для погружных центробежных насосов с диаметром корпуса 92-150 мм можно принять 2-4 мм) [3, стр. 101].
d_вт=16+2×3=22 (мм)
Определим наибольший диаметр входных кромок лопастей D_1max по уравнению:
D_1max=〖D_2max〗_ /K_(D_1max )
где:
K_(D_1max ) - коэффициент для данного значения приведенной подачи, 3,5 [3, стр. 96].
D_1max=72/3,5=21 (мм)
Определим диаметр входа в рабочее колесо D_0 по уравнению:
D_0=k_(D_0 )×D_1max
где:
k_(D_0 ) - коэффициент диаметра входа в рабочее колесо, равный 0,93 [3, стр. 96].
D_0=0,93×21=20 (мм)
Определим наименьший диаметр выходных кромок лопастей рабочего колеса D_2min по формуле:
D_2min=√(D_(вн.ст)^2-1/0,785×(D_2max/90)^2×〖F\'〗_прив )
где:
〖F\'〗_прив - приведенная площадь безлопаточного кольца между стенкой корпуса ступени D_(вн.ст.) и ободом верхнего диска рабочего колеса D_2min, равная 400 мм [3, стр. 96].
D_2min=√(〖76〗^2-1/0,785×(72/90)^2×400)=74 (мм)
Определить наименьший диаметр входных кромок лопастей D_1min по формуле:
D_1min=D_2min/K_(D_1min )
где:
K_(D_1min ) – коэффициент наименьшего диаметра входных кромок лопастей, 3,5 [3, стр. 96].
D_1min=74/3,5=21 (мм)
Определим высоту канала b_2 на выходе из рабочего колеса, для чего используем формулу:
b_2=K_(b_2 )×D_2max
где:
K_(b_2 ) - коэффициент высоты канала, 0,03 [3, стр. 96].
b_2=0,03×72=2,15 (мм)
Определим высоту канала b_1на выходе в рабочее колесо. Для этого предварительно находят коэффициент K_(b_1 ), равное 0,04 [3, стр. 97]. Затем по формуле вычислим b_1:
b_1=K_(b_1 )×D_2max
b_1=0,04×72=2,9 (мм)
По полученным размерам строят меридианный профиль рабочего колеса.

Размер файла: 176,5 Кбайт
Фаил:

(.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Скачано: 1 Коментариев: 0

Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них.
Опять не то? Мы можем помочь сделать!

Некоторые похожие работы:

Расчетная часть-Расчет ЭЦН-Электроцентробежного насоса ЭЦНИ5А-100-1350-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Расчетная часть-Расчет электроцентробежного насоса УЭЦН-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
РАСЧЕТ РАЗРАБОТАННЫХ УЗЛОВ установки электроцентробежного насоса УЭЦН клапана обратного КО-89 и компенсатора МК-54. Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Эффективность применения вентильных электроцентробежных насосов-Курсовая работа-Дипломная работа-Специальность-Разработка и эксплуатация нефтяных и газовых месторождений РЭНГМ-Нефтегазовое дело-Эксплуатация и обслуживание объектов нефтегазодобычи
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-Расчёт электроцентробежного насоса ЭЦН-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Ещё искать по базе с такими же ключевыми словами.

Не можешь найти то что нужно? Мы можем помочь сделать!

От 350 руб. за реферат, низкие цены. Просто заполни форму и всё.

Спеши, предложение ограничено !

Что бы написать комментарий, вам надо войти в аккаунт, либо зарегистрироваться.

Вход в аккаунт:

Страницу Назад

Cодержание / Нефтяная промышленность / Расчетная часть-Расчет УЭЦН электроцентробежного насоса-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет УЭЦН электроцентробежного насоса-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Некоторые похожие работы:

Способы оплаты: