Расчетная часть-Расчет цементировачного насоса 9Т-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

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

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.