601

Расчетная часть-Расчет ЭЦН-Электроцентробежного насоса ЭЦНИ5А-100-1350-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

ID: 176766
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
Сдано в учебном заведении: ******* Не известно

Описание:
Расчетная часть-Расчет ЭЦН-Электроцентробежного насоса ЭЦНИ5А-100-1350 :Выбор НКТ, ЭЦН и электродвигателя. Определение необходимого напора ЭЦН, Определение глубины погружения насоса под динамический уровень, Выбор кабеля, трансформатора и определение эксплуатационных параметров УЭЦН, Расчёт корпуса ЭЦН на прочность, Расчёт вала ЭЦН на прочность и выносливость, Расчёт вала ЭЦН на смятие шлицев, Расчёт рабочего колеса, Расчёт вала на максимальные нагрузки в период запуска, Погружные центробежные насосы для добычи нефти с высоким содержанием механических примесей, Расчет песконакопителя-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа


Комментарии: 2. Технико – технологический расчет
2.1 Выбор НКТ, ЭЦН и электродвигателя. Определение необходимого напора ЭЦН
Диаметр 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 , причём меньшее значение берётся для малых дебитов. Исходя из этого, определяют площадь внутреннего канала НКТ.
По формуле [1, (3.1)] при Vср=1,0 м/с = 100 см/с:

где Q – дебит скважины, ; Vср – выбранная величина средней скорости.
Внутренний диаметр по формуле [1, (3.2)]:

Исходя из ближайшего внутреннего диаметра, выбирается стандартный диаметр НКТ. Если разница получается существенной, то корректируется Vср.
Ближайший больший диаметр имеют НКТ диаметром 60 мм [1, табл. 1.1].

Скорректируем выбранное значение Vср = 100 см/с:


Необходимый напор определяется из уравнения условной характеристики скважины [1, (3.3)]:
,
где hст – статический уровень жидкости в скважине, м; ∆h – депрессия, м; hтр – потери напора на трение в трубах, м; hг – разность геодезических отметок сепаратора и устья скважины, м; hс – потери напора в сепараторе, м.
Депрессия определяется при показателе степени уравнения притока, равном единице:
,
где K – коэффициент продуктивности скважины, м³/сут•МПа; ρж – плотность жидкости, кг/м³; g = 9,81 м/с².
Потери напора на трение в трубах определяются по формуле [1, (3,5)]:
,
где L – глубина спуска насоса, м [1, (3.6)]
,
где h – глубина погружения насоса под динамический уровень, 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 [1, (3.7) и (3.8)]:
,
где v - кинематическая вязкость жидкости, м²/с;
,
где ∆ - шероховатость стенок труб, принимаемая для незагрязнённых отложениями солей и парафина труб равной 0,1 мм.
Вычисляем λ по числу Рейнольдса [1, (3.9) (3.10)]:
если   ,
если   .
Потери напора на преодоление давления в сепараторе [1, (3.11)]:
,
где Pс – избыточное давление в сепараторе.
Подставляя полученные значения в [1, (3.3)] найдём величину необходимого напора:
.
Для получения дебита Q = 110 м³/сут и напора Hс = 886 м по [1, табл. 3.1] выбираем ЭЦНИ5А-100-1350 с числом ступеней 248.
Из полученной характеристики (рис. 8) найдём, что при дебите 110 м³/сут напор ЭЦН на воде составит 1260 м.

рисунок 8- Характеристика Q-H для ЭЦНИ5А-100-1350

Так как вязкость жидкости не превышает 3 сантипуаз, то пересчёт по вязкости жидкости не требуется.
Для совмещения характеристик насоса и скважины определим по формуле [1, (3.12а)] число ступеней, которое нужно снять с насоса:
,
где z – число ступеней насоса.
Следовательно, насос должен иметь 174 ступени, вместо снятых устанавливаются проставки. Напор одной ступени составит 6,96 м.
При установке штуцера на выкиде из скважины мы совмещаем напоры ЭЦН и скважины, но уменьшаем подачу ЭЦН, одновременно уменьшая его КПД.
Полезная мощность электродвигателя [1, (3.13)]:
,
где н – КПД насоса по его рабочей характеристике.
Учитывая, что КПД передачи от двигателя до насоса (через протектор) составляет 0,92 – 0,95 (подшипники скольжения), определим необходимую мощность двигателя [1, (3.14)]:
.
Ближайший больший по мощности типоразмер электродвигателя выбираем по [1, табл. 3.3 и 3.4] с учётом диаметра эксплуатационной колонны и размерами кожуха. Это ПЭД32-103 с КПД 0,8, напряжение 1000 В, сила тока 27,5 А, cosα = 0,83, температура окружающей среды до 50°C.
Этому двигателю соответствует гидрозащита П92, ПК92 и П92Д.

2.2 Определение глубины погружения насоса под
динамический уровень
Наиболее затруднительным является определение глубины погружения насоса h под динамический уровень при наличии значительного газового фактора.
Этому вопросу посвящены труды многих исследователей. Нашей задачей является получение упрощенной методики рас чета этой величины. Глубина погружения насоса h под динамический уровень входит составной частью в формулу , а часть потерь напора на трение определяют по формуле .
Недостаточное погружение насоса под динамический уровень, где уже появляется в значительных количествах свободный газ, приводит к снижению подачи насосом жидкости или к срыву подачи при блокировке ЭЦН газовым пузырем.
Наоборот, чрезмерное погружение насоса под динамический уровень приводит к росту давления и температуры, снижающих эксплуатационные характеристики кабеля и электродвигателя, к интенсивному поступлению песка в насос при не большом расстоянии от забоя и неоправданному увеличению длины НКТ и кабеля. В технических характеристиках ЭЦН свободное газосодержание β на приеме не превышает 0,25.
Определим давление на приеме по формуле [1,(3.17)]. Из рекомендаций для колонн диаметром 168 мм примем σ = 0,2. Из данных к расчету To = 288°К; T =323°К;
Принимая газосодержание на приеме β = 0,1, найдем Vр.г = 50,4 м3/м3.
По графикам [2, рис. 13] найдем псевдокритические давления и температуру по относительной плотности газа;
;
Рп.к = 46,1 кгс/см3; Тп.к = 250°К.
Принимая предварительно давление на приеме насоса 5 МПа, найдем приведенные давления и температуру:
; .
По графикам Брауна [2, рис. 13] найдем Z = 0,82.
Объемный коэффициент нефти найдем по формуле [1,(3.18)], предварительно определив λн по формуле [1,(3.19)].

где рг20 - относительная плотность нефти при 20°С и атмосферном давлении к плотности воды при 4°С; рг20 - относи тельная плотность газа; Г- газовый фактор м3/м3; tпл, Рпл - пластовые температура в °С и давление в MПa соответствен но.
Объемный коэффициент нефти определяется по формуле

Здесь βн = 6,5·10-4 1/МПа - коэффициент сжимаемости нефти; ан - температурный коэффициент, при 0,86 ≤ рн ≤ 0,96 λн = 10-3(2,513 - 1,975);
λн -безразмерный параметр, равный отношению удельного приращения объема нефти при растворении в ней газа к газосодержанию .
Подставляя найденные значения в формулу[1,(3.17)] найдем:

Учитывая найденное давление на приеме насоса, вновь найдем приведенное давление:
; Тп = 1,29; Z= 0,76
изменяется, определим Вн и Pпр:





Учитывая найденное давление на приеме насоса, вновь найдем приведенное давление:
; Тп = 1,29; Z= 0,77
изменяется, определим Pпр:



Т.е. уточнение приблизительно на 1%, что выше точности определения Z по графикам. По этому определим Рпр = 6,56 МПа.
Определим рсм по формуле[1, (3.16)]:

Найдем глубину погружения насоса под динамический уровень по формуле (3.15):
м.
Глубина спуска насоса

где hст - статический уровень жидкости в скважине, м; Δh -депрессия, м;
Высоту подъема жидкости расширяющимся газом определим по формулам [1,(3.20)] и [1,(3.21)]:


где по номограмме [2, рис. 1]

Рнас = 109 ат = 10,9 МПа.
По методике


Высоту подъема жидкости расширяющимся газом определим по формулам [1,(3.20)] и[1, (3.21)]:
По исследованиям П. Д. Ляпкова в условиях Туймазанефть высота подъема жидкости за счет энергии газа в среднем равна 250 м, что ближе к результату по методике.
Таким образом, необходимый напор ЭЦН может быть снижен за счет полезной работы газа в НКТ:
Н\'с = 886 -237 = 649 м.

Исследования и пример расчета показывают, что с помощью аналитических зависимостей можно существенно (на сотни метров) уточнить необходимую глубину погружения ЭЦН под динамический уровень. Величину напора за счет подъемной силы газа при межремонтном периоде год и более следует ориентировочно брать с коэффициентом 0,7 - 0,8 с учетом падения пластового давления:
= 886 - 0,7·237 = 720 м.

2.3 Выбор кабеля, трансформатора и определение эксплуатационных параметров УЭЦН
Сечение жилы кабеля выбирают по номинальному току электродвигателя, исходя из плотности i рабочего тока в этом кабеле [1, (3.22)]:
,
где i – допустимая плотность тока, А/мм²; I – номинальный ток электродвигателя.

При выборе кабеля [1, табл. 3.5] следует учитывать температуру и давление окружающей среды, допустимое напряжение.
Если в добываемой жидкости имеется растворённый газ, предпочтение следует отдать кабелю с полиэтиленовой и эластопластовой изоляцией, так как она не поглощает растворённый в нефти газ и не повреждается им при подъёме на поверхность. При наличии в скважине коррозионно-активных агентов предпочтение отдают кабелю с фторопластовой изоляцией.
Учитывая, что в жидкости имеется растворённый газ, выберем кабель с полиэтиленовой изоляцией КПБК 3x6мм и КПБП 3x6мм с рабочим напряжением 2500 В, допустимым давлением до 25 МПа, температурой до 90°C и размером 10,2 x 27,5 мм.
Потери мощности в кабеле определяются по формуле [2, (27)]:
,
где I – рабочий ток в электродвигателе, А; Lк – длина кабеля, м; R – сопротивление кабеля, Ом/м [1, (3.24)],
,
где ρ= 0,0175Ом•мм/м – удельное сопротивление меди при t = 20°C; α= 0,004 – температурный коэффициент для меди; tз – температура на забое у приёма насоса; S – площадь поперечного сечения жилы кабеля.
Общая длина кабеля должна быть равна глубине спуска насоса плюс расстояние от скважины до станции управления и небольшой запас на ремонт кабеля [1, (3.25)]:
.
Выбирать трансформатор (автотрансформатор) следует на соответствие двух параметров: мощности и напряжения.
Мощность трансформатора должна быть[1, (3.26)]:
,
где P , η – полезная мощность и КПД электродвигателя соответственно; ∆P – потери мощности в кабеле.
Для определения величины напряжения во вторичной обмотке трансформатора найдём величину падения напряжения в кабеле [1, (3.27)]:

,
где R =R •10 ³ - активное удельное сопротивление 1км кабеля, Ом/км; X – индуктивное удельное сопротивление кабеля (0,1 Ом/км); cosφ - коэффициент мощности электродвигателя; sinφ - коэффициент реактивной мощности.
Напряжение на вторичной обмотке трансформатора должно быть равно сумме рабочего напряжения электродвигателя и величине потерь напряжения в кабеле:
.
Этому условию удовлетворяет трансформаторная подстанция ТМПН-100/10-82 УХЛ1 [3, табл. 4.9] с пределами регулирования во вторичной обмотке 1602-846В.
Габаритный диаметр насосного агрегата определяют в двух сечениях с учётом того, что электродвигатель, насос и первые от насоса трубы представляют жесткую систему, и их размещение в скважине должно рассматриваться совместно [2].
В первом сечении учитываются диаметры электродвигателя, насоса и плоский кабель [1, (3.29)]:
,
где D , D – наружные диаметры электродвигателя и насоса соответственно; h – толщина плоского кабеля; S – толщина хомута, крепящего кабель к насосу.
Во втором сечении учитывается размер муфты НКТ и круглый кабель [1, (3.30)]:
.

Должно быть, чтобы величина , в противном случае первые над насосом 100-150 м НКТ устанавливают на типоразмер меньше или устанавливают на этой длине плоский кабель.
Величина диаметрального зазора между эксплуатационной колонной и D должна быть не менее 5-10 мм для эксплуатационных колонн диаметром до 219 мм в неосложнённых условиях для вертикальной скважины.
Внутренний диаметр 127 мм кожуха равен 116 мм, следовательно, минимальный зазор составит 116 – 114 = 2 мм, что допустимо использование такого зазора.
Скорость движения охлаждающей жидкости в расположении электродвигателя определим по формуле [1, (3.31)]:

где D – внутренний диаметр кожуха; Q – дебит скважины, м³/сут.
Полученная скорость превышает необходимую скорость охлаждения по характеристике электродвигателя ПЭД 32-103.
Важным энергетическим показателем работы УЭЦН является расход электроэнергии на 1т добываемой жидкости, кВт•час/т, определяемый по формуле [2]:
,
где H – высота подъёма жидкости из скважины, м;
- общий КПД установки.
По техническим данным оборудования определяется η – КПД труб; η η – КПД насоса; η – КПД электродвигателя; η – КПД автотрансформатора или трансформатора; КПД кабеля η можно определить исходя из потерь мощности в кабеле [1, (3.33)]:
,
где P – номинальная мощность электродвигателя; ∆P – потери мощности в кабеле.
Тогда, .

2.4 Расчёт корпуса ЭЦН на прочность
Наибольшие нагрузки действуют на корпус насоса в то время, когда насос работает в режиме закрытой задвижки.
На корпус действуют осевые усилия от давления P , развиваемого насосом; усилие предварительной затяжки ступеней P , действующее в момент работы насоса в режиме закрытой 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 наиболее слабым.
Осевое усилие от действия столба жидкости, создаваемого насосом в режиме закрытой задвижки [1, (4.1)]:
,
где D – диаметр проточки у выхода резьбы; H\' – напор, создаваемый насосом в режиме закрытой задвижки (определяется по характеристике насоса (рис. 7)); ρ – плотность добываемой жидкости.
Усилие предварительной затяжки ступеней P рассчитывают из условия нераскрытия стыка ниппеля и чашки верхней ступени при приложении усилия от действия гидравлической нагрузки P . В этом случае величина относительных деформаций корпуса насоса в месте проточки должна быть равна относительной деформации направляющих аппаратов:
.
Отсюда усилие предварительной затяжки [1, (4.2)]:
,
где E , E – модули упругости материалов корпуса насоса и направляющего аппарата соответственно; для корпуса насоса (ст. 35) E = 204•10³ МПа; для направляющего аппарата (специальный легированный чугун) E = 145•10³ МПа.
Усилие предварительной затяжки целесообразно увеличить на коэффициент запаса плотности стыка = 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 [1, (4.3)]:
,
,
где D – наружный диаметр корпуса; d – наружный диаметр корпуса чашки направляющего аппарата; d – внутренний диаметр направляющего аппарата.
Внутренний диаметр направляющего аппарата при проектном расчёте определяется из соотношения , где [5].
Вес оборудования сложится из веса насоса, электродвигателя, гидрозащиты и кабеля на длине насоса и протектора:
.
Осевое напряжение от суммарного действия трёх сил в сечении проточки [1, (4.4)]:
.
Тангенциальное напряжение в теле корпуса, находящегося под давлением [1, (4.5)]:
,
где S – толщина стенки в проточке корпуса. 
Эквивалентное напряжение в ослабленном сечении корпуса, находящегося под внутренним давлением жидкости, вычисляется по теории наибольшей потенциальной энергии формоизменения [6]:
.
Эквивалентное напряжение должно быть меньше предела текучести материала корпуса насоса:
, где n = 1,5.
Запас прочности по пределу текучести:

Далее следует проверить правильность выбора внутреннего диаметра направляющего аппарата d из условия [5]:
,
где σ – напряжения сжатия в станке чашки направляющего аппарата от усилия предварительной затяжки ступеней; [σ ]– допускаемое напряжение сжатия,
.
Здесь σ =180 МПа – предел прочности при растяжении специального легированного чугуна; n – коэффициент запаса (1,5).
2.5 Расчёт вала ЭЦН на прочность и выносливость
При нормальной работе вал насоса подвергается, в основном, воздействию крутящего момента, осевой сжимающей нагрузки на верхний торец вала и радиальной нагрузки. Радиальная нагрузка на вал вызывается несоосным расположением валов насоса и протектора и возможной неточностью изготовления шлицевого соединения.
Предварительно определяют размеры вала по внутреннему диаметру шлицев [6] без учёта влияния концентрации напряжений и изгиба вала [1, (4.10) и (4.9)]:
,
где N – приводная мощность двигателя, кВт; n – частота оборотов вала электродвигателя, об/мин.
.
Напряжение на кручение определяют по пределу текучести материала σт в том случае, если нет данных по τ для данного материала. Как правило, принимают, что касательное напряжение текучести равно половине τ , если нет более точных данных.
По [1, табл. 4.1], где даны механические характеристики заготовок для валов, выбираем соответствующую сталь для вала. Принимаем сталь 40ХН с τ = 750 МПа, σ = 420 МПа.
Допустимое касательное напряжение при кручении принимают с коэффициентом запаса η = 1,4 – 1,6:
.
По диаметру d подбирается размер шлицевого соединения так, чтобы внутренний диаметр шлицев был равен или больше d .
По ГОСТ 1139-80 [1, табл. 4.2] можно выбрать стандартное шлицевое соединение, однако, иногда приходится разрабатывать такое соединение самостоятельно [1, табл. 4.3], так как стандартные часто не соответствуют расчётному.
Выбираем шлицевое соединение 6x16x20.
В погружных центробежных насосах нижний конец вала, если его рассматривать как балку, работающую на изгиб, размещён в длинном сальнике и опирается на два крайних радиально-упорных подшипника. Вал в этой части несёт радиальную нагрузку, приложенную к середине длины сочленения шлицев вала и муфты.
Некомпенсированная зазорами несоосность создаёт радиальную нагрузку, действующую на шлицевой конец вала насоса. В этом случае радиальная нагрузка P, будет равна [6]:
,
где E – модуль упругости материала вала, Н/см²; ∆y – стрела прогиба шлицевого конца вала, см: принимается 0,0002 – 0,0003 от расстояния между опорами [7] или 0,02 – 0,03 мм [6]; l1 – расстояние между центрами крайних подшипников, 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, . [1, (4.13)]:

Здесь a – ширина шлица, см; D – наружный диаметр шлицев, см (внутренний диаметр проточки); z – число шлицев.
Вторая радиальная нагрузка, действующая на нижний конец вала насоса, возникает вследствие неточности изготовления шлицев.
При расчётах обычно принимается, что число шлицев включённых в работу, равно 0,7 – 0,8 от общего их числа.
Пять работающих шлицев дают нагрузку, равную 0,2 Pокр,
где  ,
d – средний диаметр шлицев;
[1, (4.14)].
Наиболее нагруженным является шлицевой конец вала в месте проточки под стопорное кольцо.
Изгибающий момент в этом сечении [6]:
,
где b – расстояние от точки приложения силы P и проточкой под стопорное кольцо;
.
Напряжение изгиба в опасном сечении равно [1, (4.17), (4.18)]:
,
где W – осевой момент сопротивления шлицевого вала [7] в месте проточки под стопорное кольцо:


;
.

Напряжения кручения [1, (4.20)]:
,
где W = 2W = 2 • 0,516 = 1,032см³ – полярный момент сопротивления шлицевого вала в месте проточки под кольцо.
Так как валы, в основном, работают в условиях изгиба и кручения, а напряжения от продольных усилий не велики, то эквивалентное напряжение определяется по 4-ой теории прочности [7]:
,
где σ – максимальное изгибающее напряжение по формуле [1, (4.17)].
Запас прочности по пределу текучести должен быть не менее 1,3…1,4:
.
Величины средних напряжений изгиба в цикле и их амплитуд зависят от характера цикла.
В общем случае и при асимметричном цикле они равны [1, (4.23)]:

.
Коэффициенты запаса прочности:
-при изгибе [1, (4.24)]
;

-при кручении [1, (4.25)]
.
Полагая, что вал крутится равномерно, без рывков, τ = 0 [1, (4.25’)]:
,
где τ и τ - пределы выносливости материала при изгибе и кручении соответственно, если τ неизвестно, то принимаем
;
&#966; и &#966; - коэффициенты, характеризующие чувствительность металла к асимметрии цикла; их значения принимают &#966; = 0,1 – 0,2 – для углеродистых сталей при &#963; <500 МПа; &#963; = 0,2 – 0,3 – для легированных сталей, углеродистых сталей при &#963; >500 МПа, титановых и легких сплавов [7];
;
,
где k - коэффициент концентрации напряжений [7, табл. 6, стр. 137]; &#949; - коэффициент, учитывающий масштабный фактор [7, табл. 9, стр. 138]; &#949; - коэффициент, учитывающий влияние состояния поверхности [7, табл. 10, стр. 139].
Если амплитуды и средние напряжения возрастают при нагружении пропорционально, то общий запас прочности определяют из соотношения [1, (4.29)]:
.

2.6 Расчёт вала ЭЦН на смятие шлицев
Расчёт шлицев на смятие производится в соответствии с методикой [8].
Напряжение смятия определяют по формуле [1, (4.31)]:
,
где T = T /2 – расчётный крутящий момент, равный M при работе насоса в нормальном режиме; L – длина сопряжения шлицев с муфтой; S – статический момент [1, табл. 4.2].
Допустимое напряжение смятия определяется [8] по формуле:
,
где &#951; = 1,25 – 1,4 – коэффициент запаса; 1,25 – для незакалённых рабочих поверхностей; - коэффициент концентрации нагрузки; k – коэффициент динамичности нагрузки,
,
где k – коэффициент чистоты поверхности, принимаем равным 1,1 – 1,6; k – коэффициент закалки; принимаем 3,0 – 1,6 при отношении L/D = 2 k – коэффициент приработки: k = 3,0 – до приработки; k = 1,6 – после приработки.
При отношении L/D = 2,5; k = 3,8 – 1,9.
При L/D = 3,0; k = 4,5 – 2,1.
В результате расчёта получаем, что
.

2.7 Расчёт рабочего колеса
Исходя из внутреннего диаметра обсадной колонны, толщины кабеля, располагающегося в скважине вдоль корпуса насоса, размеров головки электродвигателя, соображений унификации узлов и т.п. может быть определён наружный диаметр корпуса насоса. Расчётом корпуса насоса на прочность определяется необходимая толщина стенки, а, следовательно и его внутренний диаметр D = 90 мм. Тем самым определяется и наружный диаметр корпуса ступени. Внутренний диаметр корпуса ступени находят по уравнению [3, (35)]:
,
где &#948; – толщина стенки корпуса ступени, определяемая расчётом на прочность.
Как только установлен внутренний диаметр ступени, можно приступать непосредственно к расчёту проточной части рабочего колеса и других размеров.
Определяем наибольший внешний диаметр рабочего колеса D по [3, (36)]:
,
где s – радиальный зазор между внутренней стенкой корпуса ступени D и наибольшим диаметром рабочего колеса D .
Определяем приведённую подачу рассчитываемой ступени [3, (26)]:

где Q – дебит скважины, м&#179;/сут; n – частота вращения вала электродвигателя, об/мин.
Определяем диаметр втулки при входе в рабочее колесо. Для этого пользуясь [3, рис. 73, д] находим коэффициент K , соответствующий полученному значению Q , и вычисляем диаметр втулки по формуле [3, (37)]:
.
После определения диаметра втулки необходимо проверить возможность размещения вала насоса. При этом должно быть соблюдено условие [3, (38)]:
,
где d – диаметр втулки; d – диаметр вала насоса; &#948; – толщина стенки втулки.
Определяем наибольший диаметр входных кромок лопастей. Пользуясь [3, рис. 73, а] находим коэффициент K , соответствующий полученному значению Q , вычисляем диаметр по формуле [3, (39)]:
.
Определяем диаметр входа в рабочее колесо. Для этого, пользуясь [3, рис. 73, г] находим коэффициент K , соответствующий полученному значению Q , и вычисляем диаметр по формуле [3, (40)]:
.
Определяем наименьший диаметр выходных кромок лопастей. Для этого, пользуясь [3, рис. 73, в] находим приведённую площадь F’ безлопаточного кольца между стенкой корпуса ступени D и ободом верхнего диска рабочего колеса D . Затем вычисляем D по формуле [3, (27’)]:

Определяем наименьший диаметр входных кромок лопастей D . Для этого, пользуясь [3, рис. 73, б] определяем коэффициент K . Затем вычисляем по формуле [3, (41)]:
.
Определяем высоту канала b на выходе из рабочего колеса, для чего по кривой [3, рис. 73, е] вычисляем коэффициент K , а затем используем формулу [3, (42)]:
.
Определяем высоту канала b на входе в рабочее колесо, для чего по кривой [3, рис. 73, ж] вычисляем коэффициент K , а затем по формуле [3, (43)]:
.
По [3, рис. 5] для полученного значения Q находим коэффициент быстроходности ступени, необходимый для расчётов в процессе построения: n = 110.
По кривым [3, рис. 74, а и б] определяем конструктивные углы лопасти &#946; и &#946; .

Для построения лопасти рабочего колеса необходимо определить два значения угла &#946; : угол &#946; , соответствующий наименьшему диаметру D входной кромки лопасти, и угол &#946; , соответствующий наибольшему диаметру D входной кромки лопасти.
Углы &#946; и &#946; определяют по среднему углу &#946; с помощью уравнений [3, (34)] и [3, (44)]:

Решив эту систему уравнений, получаем:

2.8 Расчёт вала на максимальные нагрузки в период запуска
Пуск центробежного электронасоса подчиняется основным законам динамики и описывается дифференциальным уравнением движения [9]:
,
где M – момент на валу двигателя в зависимости от частоты вращения вала; M – момент сопротивления насоса в зависимости от частоты вращения вала; I – момент инерции ротора двигателя; I – момент инерции ротора насоса; n – частота вращения вала; t – время запуска.
При запуске агрегата возможны два характерных случая. При отсутствии жидкости в НКТ (трубы не залиты или отсутствует обратный клапан) напор насоса определяется высотой подъёма жидкости по трубам в момент запуска и потерями на трение. В связи с тем, что период пуска сравнительно мал, это случай можно рассматривать как запуск насоса при открытой задвижке.
При наличии жидкости в НКТ (обратный клапан) масса жидкости настолько велика, что время, необходимое для сообщения жидкости ускорения, значительно больше времени, необходимого для того, чтобы пущенный в ход электродвигатель набрал нормальное число оборотов. Этот случай можно рассматривать как запуск насоса при закрытой задвижке.
Из предыдущего уравнения следует, что избыточный момент затрачивается на ускорение ротора двигателя и ротора насоса. Следовательно, на ускорение собственно ротора насоса расходуется лишь доля избыточного момента, определяемого соотношением моментов инерции, т.е.
[1, (4.33)],
где M – максимальный момент электродвигателя (берётся по моментной характеристике электродвигателя, комплектующего насос), Н •м [1, табл. 4.4]; M – момент сопротивления насоса при частоте вращения вала, соответствующей максимальному моменту электродвигателя, Н •м.
Из формулы [1, (4.33)] видно, что на вал насоса в процессе пуска действует момент [1, (4.34)]:
.
Формула [1, (4.34)] справедлива для всех точек механической характеристики двигателя и момента сопротивления насоса.
Момент сопротивления насоса складывается из момента сопротивления рабочих колёс и моментов механического трения в сальнике, радиальных подшипниках и пятах.
Эксперименты показали, что абсолютная величина изменения моментов трения в сальнике и радиальных подшипниках очень мала по отношению к величине изменения моментов сопротивления рабочих колёс. Поэтому для практических расчётов моментов сопротивления насосов при их запуске можно не учитывать характер изменения моментов в сальнике и радиальных подшипниках и с достаточной точностью можно считать их постоянными. В соответствии с принятым допущением момент сопротивления насоса при запуске можно определить по рабочей характеристике насоса по закону квадратичной параболы со смещённой вершиной. Момент сопротивления насоса будет равен [1, (4.35)]:
,
где M – момент, потребляемый насосом при установившейся частоте вращения, соответствующей максимальной мощности насоса, Н•м; M – момент, затрачиваемый на преодоление сил трения в насосе, Н•м; n – частота вращения, соответствующая максимальному моменту электродвигателя (берётся по моментной характеристике электродвигателя, комплектующего насос), ; n – частота вращения вала при максимальной мощности насоса, .
В расчётах с достаточной степенью точности можно принять , .
При определении момента, затрачиваемого на преодоление сил трения в насосе, можно пренебречь влиянием моментов сил трения в сальнике и радиальных подшипниках ввиду их малости, как указывалось выше.
Тогда [1, (4.36)]:
,
где M – момент, затрачиваемый на преодоление сил трения в ступицах и шайбах рабочих колёс, Н•м; M – момент, затрачиваемый на преодоление сил трения в пяте насоса, Н•м.
Величина M определялась экспериментальным путём для 100 ступеней насосов различных групп. Для Z ступеней [1, (4.37)]:
,
где M – определяется по эмпирическим формулам [10]:
для насосов группы 5А
,
где Q – подача насоса на оптимальном режиме, м&#179;/сут.
При наличии в рабочих колёсах резиновых шайб (вместо текстолитовых) величину момента M следует увеличить на 2 – 4 Н•м. Меньшее значение принимается для резиновых шайб меньших размеров.
Момент, затрачиваемый на преодоление сил трения в пяте, зависит от осевой нагрузки, действующей на вал насоса, размеров пяты и материалов, из которых изготовлена пята.
Величина трения в пяте определяется по формуле [9]:
,
где G = m •g = 0,14 •9,81 = 1,4Н – сила тяжести рабочего колеса, Н; G – сила тяжести втулки, Н; G – сила тяжести вала на высоте 1 ступени, Н:

где D – наружный диаметр защитной втулки, м; L – длина втулки, м; &#961; – плотность материала защитной втулки, кг/м &#179;; Z – количество ступеней.

где d – диаметр вала, м; h – монтажная высота ступени, м; &#961; – плотность материала вала, кг/м&#179;; R – приведённый радиус трения пяты, м [1, (4.42)]:
,
где R – наружный радиус пяты, м; R – внутренний радиус пяты, м; f – коэффициент трения в пяте при скорости, равной нулю, рекомендуется f = 0,1.
.
Для расчёта крутящего момента, действующего на вал насоса при пуске, необходимо определить моменты инерции роторов насоса и двигателя.
Момент инерции ротора насоса зависит от размеров и конструкции рабочих колёс и размеров вала:
для рабочих колёс с отрезными ступицами (защитными втулками) [1, (4.45)]:
,
где I – момент инерции рабочих колёс насоса [1, (4.46)].
,
где m – масса рабочего колеса, кг; D – наружный диаметр рабочего колеса, м; I – суммарный момент инерции валов насоса [1, (4.47)]:

где d – диаметр вала, м; h – монтажная высота ступени, м; &#961; – плотность материала вала, кг/м&#179;; Z – число ступеней.
I – суммарный момент инерции отрезных ступиц (защитных втулок) [1, (4.49)]:


.
Момент инерции ротора электродвигателя определяется по формуле [1, (4.50)]:
,
где m – масса ротора электродвигателя, кг; D – наружный диаметр роторного пакета, м [1, табл. 4.4].
[1, (4.36)]:  .
[1, (4.35)]:  .
   MD.max = 540 Н•м [1, табл. 4.4].
Момент, действующий на вал насоса при пуске [1, (4.34)]:
.
Определяем напряжение в шлицевой части вала нижней секции:

где W = 1,0,32 см&#179; (из п. 2.5.1).
Коэффициент запаса прочности при пусковом режиме
,
где [&#964;] – допускаемое напряжение на кручение (вал для насоса коррозионно-стойкого исполнения К-монель [&#964;] = 655МПа).
При установившемся режиме
.
Коэффициент запаса прочности
.


2.9 Выбор НКТ
Исходя из веса оборудования (ЭЦН, электродвигатель, протектор) и кабеля, необходимо проверить прочность колонны НКТ на страгивающие нагрузки в резьбовом соединении. Расчет на страгивающие нагрузки проводится по формуле [1,(1.11)]:
,
где - толщина тела трубы под резьбой в основной плоскости; - высота профиля резьбы, м; - средний диаметр тела трубы под резьбой; d – внутренний диаметр, м; - поправка Шумилова; - угол наклона несущей поверхности резьбы к оси трубы; - угол трения в резьбе ( ); L – длина резьбы с полным профилем, м; - предел текучести материала трубы, МПа.
Величина расчетной нагрузки должна быть достаточной для удержания оборудования, спускаемого в скважину. Здесь необходимо рассмотреть два случая.
1.Спуск на колонне НКТ оборудования установки, когда на колонну действует нагрузка от собственного веса и веса оборудования установки. В этом случае допустимая длина колонны рассчитывается по формуле [1,(4.60)]:

где q – масса 1 погонного метра НКТ с учетом муфт, кг; n=1,3-1,4- коэффициент запаса прочности; g - ускорение свободного падения, ; М - масса оборудования, подвешенного на трубах,
[1,(4.61)]:

где m - масса насоса, кг; m -масса погружного электродвигателя, кг; m - масса протектора, кг; m - масса якоря над насосом, кг; m - масса кабеля, кг; m - масса манометра, кг; m - масса дебитомера, кг.
Требуемая глубина спуска 1461м меньше допустимой, расчет проходит.
2.Второй случай рассматривает нагрузки при эксплуатации скважины с учетом массы поднимаемой жидкости. В этом случае допустимая длина колонны НКТ определяется по формуле [1,(4.62)]:

где qж- масса столба жидкости длиной 1 м внутри колонны труб, кг;
[1,(4.63)]:
где d- внутренний диаметр НКТ, м; - плотность жидкости, .
1505м>1461м, следовательно, расчет проходит.







3. Погружные центробежные насосы для добычи нефти с высоким содержанием механических примесей.
Известен погружной электронасос патент №2382237, содержащий приводной электродвигатель, охлаждаемый перекачиваемой жидкостью и центробежный насос с приемной сеткой, установка размещена в кожухе. Снизу кожуха прикреплены клапанный узел, каркасно-проволочный фильтр и накопитель.
К недостаткам этого насоса следует отнести недостаточную защиту насоса от попадания механических примесей и большая металлоемкость, так как фильтр и накопитель имеют фланцевое соединения, то фланец препятствует прохождению частиц в накопитель, в результате чего бывают случаи износа деталей насоса и выход его из строя.
Изобретение направлено на повышение межремонтного периода работы оборудования, более эффективное охлаждение всех нагревающихся частей погружной электроцентробежной насосной установки восходящим потоком жидкости, который подвергается перед этим предварительной очистке.
Это достигается тем, что известный насос, начиная с ловильной головки, полностью помещен в кожух, снабженный самоочищающимся фильтром и песконакопителем. Нагрузка от данной конструкции ложится непосредственно на колонну насосно-компрессорных труб.
Сущность изобретения поясняется чертежом, где на рис. 9 схематично изображена погружная электроцентробежная насосная установка для подъема жидкости из скважин с высоким содержанием механических примесей.
Установка содержит электродвигатель 4, охлаждаемый перекачиваемой жидкостью, протектор 3, кабель 12 и центробежный насос 1 с приемной сеткой 2 и полностью размещена внутри кожуха 5. К кожуху 5 снизу последовательно присоединен самоочищающийся фильтр 6 и песконакопитель 7 за счет переводника 11. Кожух сверху прикреплен к колонне насосно-компрессорных труб 10 с помощью крепления 9.
В процессе работы погружной электроцентробежной насосной установки жидкость из пласта, прежде чем попасть в насос, проходит через фильтр 6. При прохождении жидкости через отверстия фильтра 6 ряд частиц, более мелкие увлекаются внутрь. Плотность песка больше почти в два раза плотности жидкости, поэтому более тяжелые частички проходят мимо всасывающей трубы 8, а жидкость без песка постепенно затекает в всасывающую трубу 8 и потоком направляется вверх. В результате мелкие частички оседают, потеряв энергию, и имеют возможность накапливаться в песконакопителе 7, оставляя при этом внутреннюю полость кожуха 5 чистой. К верхней части трубы 8 и к низу электродвигателя 4 присоединяется дополнительный улавливатель, который служит для предотвращения попадания механических примесей, так как жидкость движется снизу вверх, то в результате оставшиеся частички песка по инерции уносятся вниз, на дно песконакопителя. Далее восходящий поток отфильтрованной жидкости попадает в кольцевой зазор между кожухом 5 и элементами погружной электроцентробежной насосной установки, что способствует их охлаждению. Фильтр 6 предохраняет центробежный насос 1 от попадания в него механических примесей, а также создает высокую скорость движения жидкости между внутренней поверхностью кожуха 5 и корпусом электродвигателя 4.
В случае засорения в процессе эксплуатации отверстий фильтра 6 происходит самоочищение под действием потоков омываемой жидкости.
3.1 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 обсадную трубу диаметром 127х5,6мм, состоящую из пяти труб. Фильтр имеет отверстия диаметром 2мм по четыре отверстия.
Определим напряжение по формуле [7, (4)]:
,
где Р -вес обсадной трубы, Н; Р - вес обсадной трубы с песком, Н; – площадь поперечного сечения трубы, м ; - площадь сечения отверстий, м .

где - длина трубы, м; q – масса одного погонного метра трубы, Н; g – ускорение свободного падения, .

где - плотность песка, 32 ; V – объем обсадной трубы, .
,
где D - наружный диаметр обсадной трубы, м; d - внутренний диаметр обсадной трубы, м.
Учитывая в фильтре отверстия определим площадь сечения отверстий:
,
где -диаметр отверстий, м; - толщина стенки трубы, м.
Коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
,
где - предел текучести группы прочности Д, МПа.
3.2 Расчет песконакопителя
Мелкие частички, поступающие в фильтр оседают и накапливаются в шламонакопителе. Необходимо знать, как долго песконакопитель сможет работать до полного его заполнения.
Определим объем песконакопителя:

При среднем выносе песка объемом 0,2 , то объем заполнения определяется по формуле:

где m – масса, ,

где Q- дебит скважины, .
Тогда исходя из полученных данных можем определить работоспособность песконакопителя по формуле:

Песконакопитель состоит из пяти труб, следовательно, он может работать до полного заполнения 84,2 суток.
Однако если требуют условия эксплуатации можно удлинить песконакопитель для увеличения срока службы.
Возьмем вместо пяти труб десять, тогда
,
а коэффициент запаса по пределу текучести:
,
что больше допустимого, следовательно, удлинение трубы в два раза возможно.
Тогда песконакопитель сможет работать 168 суток, т.е. 5 месяцев и 13 суток до его заполнения.
Это доказывает целесообразность выбранного оборудования для добычи жидкости с высоким содержанием механических примесей, вследствие того, что погружная электроцентробежная насосная установка, работающая без фильтра с кожухом, выходит из строя примерно в течение 10-20 суток, а с предложенным оборудованием сможет проработать без поднятия электроцентробежного насоса примерно полгода (время заполнения песконакопителя), а так как я использую износостойкий насос, то после заполнения песконакопителя, электроцентробежный насос может работать без подъема на ремонт от 200 суток до 3 лет, межремонтный период увеличивается.


Размер файла: 394,7 Кбайт
Фаил: (.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Занесено в корзину

    Скачано: 2         Коментариев: 0

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

Некоторые похожие работы:

К сожалению, точных предложений нет. Рекомендуем воспользоваться поиском по базе.