Расчетная часть-Расчет плунжерного насоса 4Р-700-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Расчетная часть-Расчет плунжерного насоса 4Р-700: Гидравлический расчет, выбор схемы гидравлической части насоса, Диаметр поршня насоса, Определение размеров и конструкции клапанов, Определение диаметров патрубков-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

3. Гидравлический расчет

1) выбор схемы гидравлической части насоса
Вид насоса- плунжерный;
Число рабочих полостей- трехцилиндровый, одностороннего действия;
Подача насоса- Q= 12 л/с = 0,012 м3/c;
Частота оборотов вала двигателя: 1800 об/мин;
Частота вращения коренного вала насоса: 153 об/мин;
Коэффициент наполнения: α=1;
Плотность перфорационной жидкости: 850 кг/м3;
Плотность кварцевого песка: 2650 кг/м3;
Концентрация песка: 200 кг/м3.

2)Диаметр поршня насоса
 (1.1)
Здесь z- число цилиндров у насоса, а- коэффициент, зависящий от расположения рабочих камер в насосе; uср- средняя скорость поршня; α- коэффициент подачи.

Из ряда рекомендуемых значений выбираем D=80 мм.
Зависимость определяют из соотношения
 (1.2)

с учетом того, что
 (1.3)
 (1.4)


Здесь n- число ходов поршня; F- площадь поперечного сечения.
Величина -рабочий объем насоса - показатель, характерный для плунжерных насосов.


В начале расчета задают, а затем проверяют коэффициент а, который характеризует уменьшение рабочей полости насоса из-за прохода через нее штока поршня.
Для насоса одностороннего действия, а также дифференциального а=1; для насоса двухстороннего действия где fшт- площади поперечного сечения штока и поршня.
Выбирают, а затем в процессе разработки конструкции корректируют среднюю скорость поршня uср, которая может меняться в широких пределах - от 0,2 до 2 м/с.
У большинства передвижных нефтепромысловых поршневых насосов эта скорость изменяется от 0,7 до 1,8 м/с. Ее возрастание происходит с увеличением числа ходов (от 150 до 270 мин-1), длина хода (от 130 до 200 мм), а также с уменьшением диаметра поршня. Эти соотношения не всегда точны, но тенденция явно прослеживается. У стационарно установленных насосов пределы скорости ниже: 0,5-1,2 м/с, и определенной ее зависимости от изменения числа ходов, длины хода и диаметра поршня не наблюдается. Между тем ее увеличение позволяет уменьшить габариты и массу насосов.
На коэффициент подачи α влияет ряд факторов, уменьшающих ее, на - из-за наличия газа в цилиндрах; на - из-за сжимаемости жидкости во вредном пространстве, на - из-за запаздывания закрытия клапанов, на - из-за деформации рабочей камеры; на - из-за инерционных и кавитационных явлений; на - из-за утечек у поршней, сальников, из-за неплотности закрытых клапанов.
Таким образом,
 (1.5)
Каждое из
Вначале принимают общий коэффициент подачи α =0,78-0,95 при расчетном числе ходов. При наличии газа в перекачиваемой жидкости этот коэффициент имеет меньшее значение. При этом надо учитывать, что условия работы поверхностных насосов обычно исключают большое количество газа на приеме насоса. При проектировании насоса, как правило, принимают условие отсутствия газа в жидкости. После разработки конструкции гидравлической части определяют отдельные составляющие коэффициента подачи и уточняют его общую величину, по которой корректируют диаметр или длину хода поршня. Для учета сжимаемости жидкости рассчитывают коэффициент
 (1.6)
где V0 и V- объемы вредного пространства и пространства, описываемого поршнем; - коэффициент, учитывающий сжатие жидкости при увеличении давления, - удельный коэффициент объемного сжатия жидкости. Составляющие коэффициента подачи принимают по аналогу разрабатываемого насоса, по литературным данным или определяют расчетом. Таким образом можно определить все параметры в (1.1) и найти диаметр поршня. Диаметр плунжера или поршня должен соответствовать диаметрам, рекомендованным ГОСТ 12052-77. Предпочтительней выбирать диаметры из первого ряда. Рекомендуемые диаметры (мм) поршней и плунжеров приведем ниже в таблице 1.
Таблица 1
1 ряд 6 10 12 16 20 22 25 28 32 36 40 45
2 ряд 8 9 14 18 24 30 34 38 42 48 52 58
1 ряд 50 55 60 65 70 80 90 100 110 125 140 
2 ряд 63 75 85 95 105 115 120 130 150 170 190 
1 ряд 160 180 200 220 250 280 320 360 400 450 500 
1 ряд 210 230 240 260 270 300 340 380 420 480  

Далее вводят коэффициент
 (1.7)
и определяют длину хода поршня S.
У современных нефтепромысловых насосов коэффициент изменяется следующим образом.
Таблица 2
Диаметр плунжера, мм 20 30 60 100 120
Ψs 1.8-1.5 1.2-0.8 0.8-0.6 0.7-0.4 0.55-0.3


Округлим полученное значение до ближайшего из стандартного ряда S=0,065 мм.
Число ходов находят по (1.3).

Определив длину хода поршня, можно ориентировочно проверить шток на устойчивость. Для насоса двухстороннего действия условно принимают длину штока равной 2S, для насоса одностороннего действия - 1,5S. Запас устойчивости при этом равен 2-4. Полный расчет штока включает расчет на выносливость. Подставив в известное уравнение Эйлера принятую длину штока и учитывая запас устойчивости, получают
 (1.8)



При насосе двухстороннего действия по проверяют коэффициент а.


3) Определение размеров и конструкции клапанов
После расчета поршневой группы переходят к выбору типа, определению размеров и конструкции клапанов. Клапан насоса должен обеспечивать герметичность при закрытом состоянии и своевременное закрытие и открытие отверстия седла, иметь минимальное сопротивление потоку жидкости при открытом клапане и достаточную прочность и надежность. При разработке клапана первоначально выбирают его конструкцию, определяют допустимую высоту подъема тарелки и уточняют число ходов поршня. Параллельно ведут графическую разработку узла клапана. Расчеты выполняют с несколькими приближениями, пока разность в получаемых результатах не станет незначительной (2-3 %).
В насосах обычно применяют самодействующие клапаны, которые открываются под действием протекающей через них жидкости, а закрываются под действием гравитационных сил и пружины клапана.
Клапаны изготавливают тарельчатыми и кольцевыми. Первые имеют плоскую или конусную посадочную поверхность. Вторые могут иметь одно или несколько колец, через которые пропускается жидкость. Последние имеют большую площадь щелей, пропускающих жидкость, и применяются в насосах с весьма большой подачей. Клапаны, имеющие несколько колец, встречаются в насосах редко.
Наибольшее распространение в нефтяной промышленности получили тарельчатые клапаны с конусной посадочной поверхностью. Они приспособлены для работы с высокими давлениями и при наличии механических примесей в перекачиваемой жидкости.
Конический клапан выполняется с уплотнением в месте контакта металла тарелки и седла или имеет еще и уплотняющее резиновое кольцо, которое монтируют на седле или на тарелке клапана.
Приведем основные зависимости, необходимые для определения размеров клапана и параметров его пружины.
Сначала рассчитывают максимальную высоту подъема тарелки клапана. Ограничением при этом является появление стука тарелки о седло в момент посадки. В основном применяют два метода расчета: И. И. Куколевского и Г. Берга. Обе зависимости базируются на большом количестве данных экспериментов. (В последующих формулах h в [мм], а n в [мин-1]).
Метод Куколевского дает следующую формулу:
 (1.9)
Коэффициент с (рис. 1.2), по данным исследований И. И. Куколевского и Л. К. Ляховского, выбирают в зависимости от отношения , где m- масса клапана, FT- площадь его тарелки.
Практически в начале расчета значения m и FT еще не известны, поэтому расчет начинают, принимая
 (1.10)

Затем проверяют правильность заданной величины подъема клапана и методом приближения рассчитывают конечное значение hmax.
Вычисления по (1.9) и (1.10) дают высоту подъема тарелки клапана и число ходов меньше, чем те, при которых появляется стук клапанов.

Рисунок 1.2 График зависимости коэффициента с от параметра .

Метод Берга дает зависимость
 (1.11)
Произведение среднего секундного расхода жидкости через клапан на частоту ходов поршня в минуту Qkn называют границей стука; Нkp-критическая нагрузка клапана, соответствующая границе стука; lk- периметр щели клапана; λk-коэффициент, характеризующий конструкцию клапана;
 (1.12)
Здесь GЖ- сила тяжести клапана в жидкости;
Рпр- натяжение пружины клапана при hmax;
fc — площадь сечения отверстия в седле;
ρЖ- плотность жидкости.
Преобразование (1.11) с переводом числа ходов в секунду дает величину критического поднятия клапана
 (1.13)

Здесь dT- внешний диаметр тарелки клапана с уплотняющим элементом, если он расположен на металле тарелки;
μ- коэффициент расхода щели клапана.
Для легких небольших тарельчатых и однокольцевых клапанов =0,4, для двухкольцевых =0,5, для трехкольцевых клапанов =0,7. При самых неблагоприятных условиях =1,63.

Расчет по зависимостям Г. Берга рекомендуют применять для небольших тарельчатых клапанов диаметром до 100 мм и кольцевых с диаметром до 190 мм при числе ходов поршня n=250 мин.
Как видно из (1.10) и (1.11), необходимость предотвращения стука клапанов ограничивает допустимое число ходов поршня. При расчете по зависимости Г. Берга граничное значение этого параметра на 10—20 % больше, чем при расчете по зависимости Куколевского. Расчет по максимальному значению дает примерно четырехкратный запас увеличения частоты ходов поршня без появления стука в клапанах и пригоден для случая, когда необходимо гарантированно предупредить стук клапана.
Определив первоначально hmax по (1.9) или (1.10), приступают к дальнейшему расчету.
Округляют hmax, уменьшая ее значение (далее обозначаем расчетную высоту поднятия тарелки клапана h). Находим внешний диаметр тарелки клапана
 (1.14)
Здесь сщ- теоретическая скорость жидкости в щели клапана; - секундный объем жидкости, проходящей через рассчитываемый клапан (он определяется с учетом коэффициента подачи и числа рабочих полостей насоса).
 (1.15)

Округлим полученное значение до стандартного d1=0,180 мм.
Скорость жидкости в щели обычно берут в пределах 3-6 м/с. При перекачке вязких, горячих и легко испаряющихся жидкостей сщ<3 м/с. При наличии подпора на приеме насоса скорость . Значения коэффициента в зависимости от высоты подъема тарелки при нагнетании воды насосом с тарельчатым клапаном без направляющих ребер приведены ниже в таблице.

Таблица 3
h, мм 1 2 3 4 5 6 7 8 9
μ·10-2  87 73,2 63 59,9 56 53,2 51,5 50 48,5
h, мм 10 11 12 13 14 15 16 17 18
μ·10-2 47,2 45,9 44,5 43,1 42 40,7 39,5 38,1 37

Эти данные могут быть приняты приближенно и для однокольцевых клапанов.
Число Рейнольдса для потока у входа в щель равно:
 (1.16)
где - гидравлический радиус щели; - кинематическая вязкость жидкости.
 (1,17)

где ρж= 850 кг/м3, плотность жидкости;
ρН= 2650 кг/м3, плотность наполнителя (песок кварцевый);
n= 200 кг/м3, концентрация наполнителя;
μж= 0,2 Па·с, динамическая вязкость жидкости разрыва.


Для тарельчатых клапанов с конической щелью и опорной поверхностью под углом 45° при 25< <З00 коэффициент расхода равен:
 (1.18)
где dс=0,05 м, внутренний диаметр седла.

Проходные каналы в отверстиях седла проектируют с учетом того, что скорость в них у всасывающего клапана должна быть в пределах 1-З м/с, а у нагнетательного около 2-4 м/с.
Сила натяжения пружины равна:
 (1.19)
Где - площадь тарелки клапана; ξ- коэффициент обтекания тарелки клапана.
Коэффициент обтекания можно определить по формуле (1.20)
 (1.20)


для тарельчатого клапана с конусной опорной поверхностью и верхним направлением в виде стержня
 (1.21)

при 4< <10 и .

следовательно сила натяжения пружины равна:

При закрытом клапане сила действия пружины на тарелку составляет
 (1.22)

Исходя из этих условий, определяют пружину клапана. Тарелку клапана рассчитывают как круглую пластину, нагруженную равномерной нагрузкой и опирающуюся на жесткий контур.
Толщина тарелки клапана
 (1.23)
Здесь - допустимое изгибающее напряжение материала тарелки клапана,
pН, рК- конечное и начальное давления насоса.


Принимают ширину металлического пояса клапана, который создает уплотнение и опору тарелки:
 (1.24)


ширину резинового уплотнения
 (1.25)


Масса тарелки будет:
 (1.26)
где ρст= 7500 кг/м3, плотность стали, из которой выполнена тарелка.


Прочность опорных поверхностей проверяют по допустимому напряжению сжатия материала (резина 1,5-2,5 МПа, чугун 3,5-14 МПа, бронза 14-20 МПа и сталь нержавеющая 30-80 МПа).
4) Определение диаметров патрубков
Заканчивают расчет гидравлической части насоса определением диаметров всасывающего dн и нагнетательного dк патрубков. При этом соблюдаем равенство
 (1.27)
 (1.28)

Обычно принимают =1,5 м/с