Расчетная часть-Расчёт погружного диафрагменного электро насосы УЭДН5-8-1300-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчёт погружного диафрагменного электро насосы УЭДН5-8-1300: Подача насоса, Полезная мощность насоса, Мощность электродвигателя, Глубина подвески насоса, Определение допускаемых напряжений колеса и шестерни конической передачи, Расчет конической закрытой передачи с круговым зубом-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

7 Расчетная часть

Расчеты, проводимые при подборе УЭДН к скважинам, включают определение следующих параметров.
1. Подача насоса по жидкости определяется по формуле

,       (7.1)
где –подача,м3/сут;
-коэффициент подачи;
– эксцентриситет привода, мм;
–частота тока, Гц;
s– коэффициент скольжения привода;
– число пар полюсов электродвигателя;
– передаточное число конической передачи;
– диаметр плунжера, мм.
При значениях параметров: =8мм; u = 1,8; = 2. Подача насоса может быть определена в виде:

,      (7.2)

= 0,9; f = 50 Гц; s = 6.5%; d = 25мм. Тогда подача насоса равна



2. Полезная мощность насоса определяется из соотношения:

,       (7.3)

где – мощность насоса, кВт;
= – давление,
– производительность.
3. Мощность электродвигателя определяется из формулы

,     (7.4)
где – мощность насоса, кВт;
= – давление,
– производительность,
= 40% - коэффициент полезного действия насоса.

Подбор УЭДН к скважинам производится по их условной характеристике, определяющей зависимость между суточным дебитом и давлением, расходуемым на подъем жидкости из скважины с определенным противодавлением.
Выбор оптимального режима работы УЭДН и его согласование с работой пласта производится исходя из условия равенства производительности насоса и дебита скважины по жидкости.
4. Глубина подвески насоса определяется с учетом положения динамического уровня ( ) при отборе заданного объема жидкости из пласта и величины погружения , создающей необходимое давление на приеме насоса, т.е.

,     (7.5)
где – устьевое давление, Па; – потери на трение, м; – высота подъема жидкости за счет работы газа (газлифтный эффект), м.

Скорость течения жидкости по колонне НКТ 89:

,    (7.6)

где: - дебит жидкости;
- внутренний диаметр НКТ 89.

Находим число Рейнольдса, Re:

    (7.7)

где: - плотность жидкости;
динамическая вязкость.
Так как Re<2300, то режим течения жидкости в скважине ламинарный.

Вычислим коэффициент трения λ. Так как режим течения ламинарный, то:

      (7.8)

Если нет данных о величине динамического уровня, то приближенно его можно определить:
,   (7.9)

где – плотность водонефтяной смеси на выходе из насоса,
- глубина скважины,
 

Нет смысла спускать насос на большую глубину под уровень жидкости, а рационально опустить его на глубину, где давление равно 3 МПа, что обеспечивает нормальную работу насоса, т.е. .
Потери напора на гидравлическое трение в НКТ ориентировочно определяют как для однородной ньютоновской жидкости:
,   (7.10)
где – глубина спуска насоса, примем =1300 м;
=0,22 - коэффициент гидравлических сопротивлений;
– линейная скорость потока, м/с:
,     (7.11)
где – площадь поперечного сечения НКТ.

Напор, соответствующий газлифтному эффекту в подземных трубах, можно приближенно оценить по формуле:
,      (7.12) 

где Рнас – давление насыщения после сепарации газа у насоса;
– средняя обводненность продукции (процентное содержание воды равно 25 %);
= 200 м3/м3 – газовый фактор.

Подставляя полученные значения в формулу 7.5 получим:








5. Определение допускаемых напряжений колеса и шестерни конической передачи

Материалы и термическая обработка:
Колесо (2) Шестерня (1)
Сталь 40Х, улучшение,
НВ 269-302,
т = 750 МПа (Н* )

 Сталь 40Х, улучшение,
НВ 235-262,
т = 640 (Н* )



Частота вращения вала колеса =950 об/мин, передаточное число U=1,8, срок службы передачи Lh=3,5 тыс.часов

Коэффициенты приведения переменного режима нагружения к эквивалентному постоянному.
      (7.13)
- для контактной прочности (m=3)

- для изгибной прочности (m=6)

Число циклов перемены напряжений соответствующих длительному пределу выносливости (точка перегиба на прямой Вёлера).
- для контактной прочности.


- для изгибной прочности


Суммарное число циклов перемены напряжений.
77,193*10    (7.14)
   (7.15)
Эквивалентное число циклов перемены напряжения.
        (7.16)
- для контактной прочности


Принимаем


Принимаем
- для изгибной прочности


Принимаем


Принимаем
Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность

- для контактной прочности
МПа

= МПа
- для изгибной прочности

МПа
МПа
Допускаемые напряжения.
       (7.17)
- для контактной прочности
       (7.18)
- коэффициент безопасности.


514,545 МПа≤1792 МПа


581,818 МПа ≤2100 МПа
Так как разница твердостей <70 то за расчетное контактное напряжение принимаем меньшее из полученных (514,545 МПа).
Передача не прирабатываемая
- для изгибной прочности
Определяются и учитываются оба напряжения, так как передача закрытая.
        (7.19)



293,143 МПа<780,9 МПа


255,086МПа<679,52 МПа

Контактные и изгибные напряжения не превышают предельные допускаемых напряжений


6. Расчет конической закрытой передачи с круговым зубом

Диаметр внешней делительной окружности шестерни: =47,3
Окружная скорость Um на среднем делительном диаметре, м/c
      (7.20)
где U=1,8 (передаточное число)
n=950 об/мин – частота вращения вала.

Степень точности назначают в зависимости от окружной скорости.
Конические зубчатые колеса с круговыми зубьями при окружных скоростях до 5 м/c выполняют не грубее 8-й степени точности.

 Конусное расстояние и ширина зубчатого венца.
Угол делительного конуса шестерни:
     (7.21)
          
 Внешнее конусное расстояние:
= /(2 sin )         (7.22)
=43,7/(2 sin 29,1 ) = 45,2мм

 Ширина зубчатого венца:
b=0,285*          (7.23)
b=0,285*105 =12,3

Модуль передачи:
Мtе        (7.24)
Мtе = =1мм
где -коэффициент внутренней динамической нагрузки, зависит от степени точности, окружной скорости, угла наклона, сочетания твердости.
=1,09
-неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца.
=0,8
= для колес с круговыми зубьями.
= 0,18+0,82+1,18= =1,08
T – момент вращения на валу, равный:
=9550 =9550 ,      (7.25)
где P=2,5 кВт – мощность на валу;
n=950  об/мин – число оборотов вала

Число зубьев:
= / Мtе1=47,3/1=48       (7.26)
= *U = 48*1,8 = 87       (7.27)
Внешний окружной модуль передачи
Мtе = / = 47,3/48=1мм      (7.28)
 Фактическое передаточное число
= / = 87/48=1,82       (7.29)

Окончательные значения размеров колес.
Углы делительных конусов шестерни и колеса:
=arctd (1/Uф)= arctd(1/1,82) = 28,7      (7.30)
       (7.31)
Делительные диаметры колес:
= * =1*48=48мм       (7.32)
= * =1*87=87мм      (7.33)
Внешние диаметры колес:
= +1,64* *cos =49,5мм     (7.34)
= +1,64* *cos =87,8мм     (7.35)

Рисунок 7.1- Схема сил, действующих на валы от зубчатых колес
в конической передаче.
Силы в зацеплении.
Окружная сила на среднем диаметре шестерни:
= 2*10 * / = 2*10 *40/40,5=1975,3Н    (7.36)
=0,857* =0,857*60=40,5мм      (7.37)
Осевая сила на шестерне:
=     (7.38)
Коэффициент осевого усилия:
      (7.39)

Радиальная сила на шестерне:
         (7.40)
Коэффициент радиального усилия:
      (7.41)


Осевая сила на колесе:
         (7.42)

Радиальная сила на колесе:
         (7.43)


Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
Расчетное контактное напряжение:
     (7.44)
=6,7*10 * =438,5МПа
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Напряжения изгиба в зубьях шестерни:
=     (7.45)
= = 233,74

Напряжения изгиба в зубьях шестерни:
     (7.46)
Значения коэффициента и учитывают форму зуба и концентрацию напряжений, принимаем в зависимости от коэффициента смещения и приведенного числа зубьев:

=Z2/(cos )        (7.47)
=87/( 0,43*0,62)=326
=Z1/( )         (7.48)
=48/(0,43*0,96)=117

Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.
Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев.
      (7.49)
=650,4МПа<2100 МПа

Проверка зубьев колес на прочность по напряжениям изгиба.
      (7.50)
<679,52 МПа
Проверка нас удовлетворяет.
8 Заключение

В последние годы процесс нефтедобычи в России характеризуется сле¬дующими особенностями:
- вступление основных месторождений в позднюю стадию разработки, что сопровождается ростом обводненности продукции;
- интенсификация разработки низкопродуктивных месторождений;
- разработка труднодоступных месторождений, расположенных в районах с суровыми климатическими условиями;
- кустовое размещение добывающих скважин.
Очевидно, что для рациональной эксплуатации скважин в указанных вы¬ше условиях целесообразна конструкция погружного насоса небольшой длины, с изоляцией основных рабочих элементов от перекачиваемой продукции и с приводом от погружного электродвигателя. Одним из вариантов такого реше¬ния является погружной диафрагменный электронасос.