Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы
499 Расчетная часть-Расчет цементировачного насоса 9Т-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважинID: 176798Дата закачки: 19 Января 2017 Продавец: lesha.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 цементировачного насоса 9Т: Расчет цилиндра насоса на прочность, Расчёт штока цилиндра на сжатие, Расчёт удельного давления штока ползуна приводной части на шток цилиндра, Определение основных размеров и параметров цементировочного насоса 9Т, Расчет трубопровода на прочность, Гидравлический расчет трубопровода-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин Комментарии: 4.9 Техническое предложение В результате проведенного патентно-информационного обзора по шлангам, для модернизации всасывающей линии насоса 9Т предлагается использовать всасывающий шланг, гофрированный выбранный из каталога компании ЮНИТЕХ (http://unitech.vl.ru/). Данный шланг разработан для транспортировки жидких или сухих абразивных материалов. Внутренний слой и внешнее покрытие обладают высокой износоустойчивостью. Гофрированное покрытие придаёт шлангу большую гибкость. Внутренний слой шланга черная натуральная резиновая смесь. Внешнее покрытие шланга черная натуральная резиновая смесь. Оплетка многослойная тканевая с арматурой. Температурный режим: от -20° F до +180° F (-30° C до +80° C). Коэффициент прочности равен 4:1. Рабочее давление от 100-200 PSI. Примерный вес от 1,97- 30,01 кг/м. 5. Расчетная часть 5.1 Расчет цилиндра насоса на прочность Цилиндр поршневого насоса изготовлен из стали 45, для которой допускаемое напряжение равно 360МПа ([] =360МПа). Максимальное давление насоса при минимальной подаче составляет 32 МПа. Геометрические размеры цилиндра данного насоса: -наружный радиус - 0,072 м -внутренний радиус - 0,05м =Р*2r2нар./(r2нар-r2вн.)[]/n, (5.1) где  - напряжение разрывающее стенки цилиндра, МПа; P –давление, МПа; r2нар – наружный диаметр цилиндра, м; r2вн. – внутренний диаметр цилиндра, м; [] – допускаемое напряжение материала, МПа; n – коэффициент запаса прочности. =32*106*2*0,0782./(0,0782-0,052)=103009523=103,009 *106 n=[]/; (5.2) n=360*106/103,009*106=3,5. Большой коэффициент запаса прочности говорит о долговечности работы насоса. 5.2 Расчёт штока цилиндра на сжатие Шток цилиндра поршневого насоса изготовлен из стали 45, для которой допускаемое напряжение сжатия равно 450 МПа ([] =450МПа). Максимальное давление насоса при минимальной подаче составляет 32 МПа. Радиус штока rшток=0,017 м, радиус цилиндра rцил=0,048м. =F/Sштока[]/n , (5.3) где  - напряжение сжимающее шток цилиндра МПа; F – сжимающая сила, Н; Sштока – площадь штока, м2; [] – допускаемое напряжение сжатия, МПа; n – коэффициент запаса прочности. F=P*Sцил. , (5.4) где Р – давление насоса, МПа; Sцил.- площадь цилиндра, м2. Sштока=*r штока2 , (5.5) где 3,14; rштока – радиус штока, м. Sштока=3,14*0,0172=0,0012 . Рассчитаем площадь цилиндра по формуле: Sцил=*rцил2 , (5.6) где 3,14; rцил – радиус цилиндра м. Sцил=3,14*0,052=0,007 . Рассчитываем сжимающую силу, действующую на шток цилиндра по формуле (5.4): F=32*106* 0,007=224*103=224, =224*103/0,0012=186 , n=[]/. (5.7) Коэффициент запаса прочности: n=450/186=2,4. 5.3 Расчёт удельного давления штока ползуна приводной части на шток цилиндра а) Шток до модернизации: S1=0,00067 м2 F=224кH Руд.1=F/S1 , (5.8) где Руд.1 – удельное давление штока ползуна приводной части на шток цилиндра до модернизации, МПа; F – сжимающая сила, Н; S1- площадь сочленения, м2. Руд.1=224*103/0,00067=334,3 . б) Шток после модернизации: S2=0,0008м2 F=224кH Руд.2=F/S2, (5.9) где Руд.2 – удельное давление штока ползуна приводной части на шток цилиндра после модернизации МПа; F – сжимающая сила, Н; S2- площадь сочленения, м2. Руд.2=224*103/0,00074=302,7. Удельное давление на шток после модернизации меньше, чем на шток до модернизации, следовательно, работоспособность модернизированного штока больше чем не модернизированного. 5.4 Определение основных размеров и параметров цементировочного насоса 9Т Заданными параметрами для расчёта поршневых насосов являются: подача – Q=13,5 л/с; давление нагнетания - рн=7,3 МПа; род перекачиваемой жидкости - =1820 кг/м3 и число цилиндров - 2. В зависимости от назначения насоса задают и другие параметры и условия эксплуатации. Диаметр цилиндра насоса: . (5.10) Здесь m отношение длины хода поршня к его диаметру для современных поршневых насосов рекомендуется принимать в зависимости от скорости вращения коленчатого вала (таблица 5.1). Таблица 5.1- Отношение длины хода поршня в зависимости от скорости вращения коленчатого вала Насосы n, об/мин m Тихоходные 40-80 2,5-2,0 Средней быстроходности 80-150 2,0-1,2 Быстроходные 150-350 >350 1,2-0,5 0,5-0,2 Принимаем m = 2. Объемный КПД ( об ) выбирают, руководствуясь данными таблицы 5.2, в которой приведены сведения по зависимости объемного КПД от числа двойных ходов поршня и параметров перекачиваемой жидкости. Принимаем об = 0,9. Коэффициент, учитывающий кратность действия насоса , (5.11) где d - диаметр штока. Для насосов одностороннего действия коэффициент а = 1. Отношение диаметров потоков к диаметрам поршней в современных буровых насосах в зависимости от развиваемого давления от 8 МПа до 40 МПа изменяется в пределах d/D = 0,35-0,615 Таблица 5.2 - Зависимость объемного КПД от числа двойных ходов поршня и параметров перекачиваемой жидкости Шифр насоса Перекачиваемая жидкость n об/мин Давление на выходе насоса, МПа Объемный кпд 1 2 3 4 5 11ГрБ Вода 105,2 67,5 5 0,91 0,91 Буровой раствор (/? = 1180кг/м3, 7 = 0,008 Пас) 105,2 67,5 5 0,86 0,91 Буровой раствор (/7 = 1190кг/м3, /7 =0,01 Пас) 105,2 67,5 5 0,79 0,83 9Гр (Дп= 100 мм) Вода 88 44,5 8 0,74 0,90 Буровой раствор (р = 1280кг/м3, 77 =0,015 Пас) 88 44,5 8 0,67 0,78 Принимаем диаметр цилиндра D = 100 мм Определяющим условием для назначения числа двойных ходов является обеспечение всасывающей способности насоса. При проектировании и эксплуатации насосов используется допустимая высота всасывания: где hвак.вс –вакуумметрические потери на входе в насос (5,5-6 м); g – ускорение свободного падения (9,81 м/с2); Vвх – скорость потока жидкости, м/с; (5.12) (5.13) где Q – подача насоса, м3/с; S – площадь сечения трубопровода. (5.14) . где r – радиус трубопровода, м (5.15) где l – длина трубопровода (1м); а – ускорение, м/с2 5.5 Максимальное число двойных ходов насоса (5.16) Здесь г-радиус кривошипа; ра -атмосферное давление, равное 0,1 МПа; рп -давление насыщенного пара перекачиваемой жидкости, зависит от температуры и приведено в табл. 5.3 в МПа. Таблица 5.3 - Зависимость от t давления насыщения пара перекачиваемой жидкости Жидкость Температура, °С 20 40 60 80 100 Бензин 0,0163 0,0332 0,0558 0,1038 - Керосин 0,035 0,0058 0,0075 0,0012 0.02 Вода 0,0033 0,008 0,02 0,048 0.1 Рекомендуемая величина средней скорости движения поршня зависит от рода перекачиваемой жидкости и размеров насосов: Насосы для воды Малые Vп=0,3-0,5 м/с; Vn =0,3-0,5 м/с; Vn =0,5-0,9 м/с; Vn =1,5-2 м/с; Vn =0,575-1,0 м/с; Vn =0,9-0,95 м/с. Vn =0,3-0,5 м/с; Vn =0,5-0,9 м/с; Vn =1,5-2 м/с; Vn =0,575-1,0 м/с; Vn =0,9-0,95 м/с. Средние Vп=0,5-0,9 м/с; Крупные Vп=1,5-2 м/с. Буровые насосы Все насосы Vп=0,575-1 м/с; Мощные, имеющие ход Vп=0,9 -0,95 м/с. поршня 400-450 мм Средняя скорость поршня: (5.17) Предварительно выбрав тип клапана, определяют диаметр его гнезда: (5.18) где V1 – скорость жидкости в щели клапана принимают для всасывающих клапанов 2-4 м/с, а для нагнетательных клапанов 3-5 м/с. Диаметр гнезда всасывающего клапана: Диаметр гнезда нагнетательного клапана: Диаметр тарелки клапана: (5.19) Диаметр тарелки всасывающего клапана: Диаметр тарелки нагнетательного клапана: Толщина тарелки клапана: (5.20) Толщина тарелки нагнетательного клапана: Толщина тарелки всасывающего клапана: Здесь р - давление жидкости на тарелку клапана; = 20-25 МПа - допускаемое напряжение на изгиб для бронзы и соответственно для стали = 30 МПа. Максимальную высоту подъёма клапана для избегания стука клапанов определяют по формуле: , (5.21) где n - принятое число двойных ходов в минуту. Диаметры патрубков насоса, которые предназначены для соединения с напорными и всасывающими трубопроводами определяют из уравнения неразрывности: (5.22) где Q — действительная подача насоса; V — скорость жидкости соответственно во всасывающем V1 и нагнетательном V2 следует принять в следующих пределах: и Диаметр всасывающего патрубка насоса: Принимаем диаметры нагнетательного и всасывающего патрубков равными 100мм. Полезная мощность насоса определяем по формуле: (5.23) Потребляемая мощность определяется по формуле: (5.24) где  - полный КПД насоса изменяется от величины 0,52 для малых насосов, до 0,85 для крупных насосов. Мощность приводного двигателя определяют с учетом кратковременных перегрузок при работе. Для буровых насосов мощность двигателя выбирается с запасом 5-10%, т.е. (5.25) Здесь  - КПД промежуточной передачи, который можно принять 0,95-0,98. 5.6 Расчет трубопровода на прочность В результате проведенного патентно-информационного обзора по шлангам, для модернизации всасывающей линии насоса 9Т предлагается использовать всасывающий шланг, гофрированный выбранный из каталога компании ЮНИТЕХ (http://unitech.vl.ru/). Данный шланг разработан для транспортировки жидких или сухих абразивных материалов. Внутренний слой и внешнее покрытие обладают высокой износоустойчивостью. Гофрированное покрытие придаёт шлангу большую гибкость. Внутренний слой шланга черная натуральная резиновая смесь. Внешнее покрытие шланга черная натуральная резиновая смесь. Оплетка многослойная тканевая с арматурой. Температурный режим: от -20° F до +180° F (-30° C до +80° C). Коэффициент прочности равен 4:1. Рабочее давление от 100-200 PSI. Примерный вес от 1,97- 30,01 кг/м. Исходными данными являются: Dн=115 мм, р=0,15 МПа, =417 МПа, =253 МПа. Расчетную толщину стенки трубопровода определяется по формуле: , (5.26) где р - рабочее давление(избыточное), р=0,15 МПа; Dн – наружный диаметр трубы, м; n1-коэффициент надежности по нагрузке: n1=1,1. (м). Расчетное сопротивление металла трубы и сварных соединений определяется по формуле: , (5.27) где Rн1 – нормативное сопротивление растяжению металла труб и сварных соединений, определяемое из условия работы на разрыв, равное минимальному пределу прочности , Rн1=417 МПа; mо - коэффициент условий работы трубопровода mо=0,8; К1 - коэффициент надежности по материалу К1=0,85; Кн – коэффициент надежности по назначению трубопровода, зависящий от его диаметра Кн=1. (МПа), Сопротивление трубы на изгиб определяется по формуле: , (5.28) где К2- коэффициент однородности труб, К2=0,85; m1-коэффициент условий работы труб при повышении температуры, m1=1. (МПа) Найдем объем стали в 1 трубе определяется по формуле: , (5.29) где D - наружный диаметр трубы, D=115 мм; d внутренний диаметр трубы, d=85 мм; l - длина трубы, l=6 м. ( ). Масса стали трубы, определяется по формуле: , (5.30) (кг). Масса промывочной жидкости в трубе определяется по формуле: , (5.31) где - плотность нефтепродукта, =746 кг/ . (кг). Общая масса трубы и бензина А-76 определяется по формуле: (5.32) (кг). Вес сосредоточенный определяется по формуле: , (5.33) где g – 9,81. (Н) 5.7 Гидравлический расчет трубопровода В задачу гидравлического расчета трубопровода входит определение оптимальных параметров трубопровода. Внутренний диаметр трубопровода определяется по формуле: , (5.34) где Dн – наружный диаметр, Dн=115 мм; δ – толщина стенки трубы, мм. (мм) Секундный расход определяется по формуле: , (5.35) где Qч – подача насоса, /ч. ( / с) Средняя скорость циркуляциооной в трубопроводе определяется по формуле: , (5.36) где: d – внутренний диаметр трубы, d=85 мм. (м/с) Потери напора на трение в трубе круглого сечения определяется по формуле Дарси – Вейсбаха: , (5.37) где i – гидравлический уклон; L – длина трубопровода, м. (м) Режим движения потока в трубопроводе характеризуется числом Рейнольдса определяется по формуле: (5.38) При турбулентном режиме течения различают три зоны: гидравлически гладких труб, смешанного трения, квадратичного трения. Границами этих зон являются переходные числа Рейнольдса (5.39) где: - относительная шероховатость труб, выражается через эквивалентную шероховатость Кэ и внутренний диаметр, м. (5.40) , (5.41) (м) Условия существования различных зон трения таковы: Зона смешанного трения (переходная зона) Для зоны смешанного трения вычисляется по формуле Альтшуля: (5.42) Гидравлический уклон есть потеря на трение на единице длины трубопровода определяется по формуле: (5.43) (м) На линейной части трубопровода имеются местные сопротивления – задвижки, повороты, сужения. Потери напора определяется по формуле: , (5.44) где - коэффициент местного сопротивления, зависящий как от вида сопротивления, так и от характера течения жидкости. (м) Потери напора на местных сопротивлениях можно выразить через длину трубопровода, эквивалентную местных сопротивлениям определяется по формуле: (5.45) (м) С помощью эквивалентной длины расчет потерь на трения в трубопроводе с местными сопротивлениями сводится к расчету потерь на трение в прямой трубе определяется по формуле: , (5.46) где Lг – геометрическая длина трубопровода. (м) В этом случае в формулу Дарси – Вейсбаха вместо L необходимо подставлять Lп. Размер файла: 140 Кбайт Фаил: (.rar)
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. |
||||
Не можешь найти то что нужно? Мы можем помочь сделать! От 350 руб. за реферат, низкие цены. Спеши, предложение ограничено ! |
Вход в аккаунт:
Страницу Назад
Cодержание / Нефтяная промышленность / Расчетная часть-Расчет цементировачного насоса 9Т-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин
Вход в аккаунт: