6. Литература. Приложение 1
 Скачать 112.58 Kb.
|
|
2.2.Обоснование выбранного прототипа. Большое значение имеют погружные центробежные насосы для нефтедобывающей промышленности. Скважины, оборудованные установками погружных центробежных электронасосов, выгодно отличаются от скважин, оборудованных глубинонасосными установками. Применение такого оборудования позволяет вводить скважины в эксплуатацию сразу же после бурения в любой период года, без больших затрат времени и средств на сооружение фундаментов и монтаж тяжелого оборудования. Спуск электронасоса в скважину отличается от обычного для промыслов спуска НКТ лишь наличием кабеля и необходимостью его крепления к трубам, сборка же самого электронасоса на устье скважины очень проста и занимает по нормам не более 2-3 часов. Характерной особенностью погружных центробежных насоса является простота обслуживания, экономичность, относительно большой межремонтный период их работы. Насосный агрегат, состоящий из погружного центробежного насоса, двигателя и гидрозащиты спущен на колонне НКТ в скважину. Насосный агрегат откачивает пластовую жидкость из скважины и подает ее на поверхность по колонне НКТ. Кабель в сборе, обеспечивает подвод электроэнергии к электродвигателю, крепится к гидрозащите, насосу и колоне НКТ хомутами. Насос погружной, центробежный, модульный, многоступенчатый, вертикального исполнения. Базовой моделью для моего усовершенствования является УЭЦН 5 50-1300, так как на основании проведенного анализа полетов УЭЦНМ в АО «Сургутнефтегаз» видно, что влияние вибрации в модульных насоса ЭЦН приводит к обрыву болтов во фланцевых соединениях, не только самого верхнего, но и ниже. На основании этого предлагается конструкция противополетного устройства, устанавливаемого на каждое фланцевое соединение насосного агрегата, описанное далее. 2.3.Суть модернизации. Страховочные муфты предназначены для предотвращения падения установок в скважину при ее расчленении по фланцевому соединению. Устанавливаются страховочные муфты между модуль-секциями насоса (кроме соединения входной модуль – модель-секция) и между модуль-головкой и модуль секцией. Если применяется противополетная головка. Монтаж-демонтаж установок производится согласно «Инструкции по монтажу-демонтажу на устье скважин погружных электроцентробежных насосов для добычи нефти» со следующими дополнениями. После соединения верхней и нижней секций, приподнять агрегат и установить на фланцевом соединении страховочную муфту в следующей последовательности: 1.Вывинтить стягивающие винты из корпуса муфты для рассоединения двух частей. 2.Установить обе части муфты на фланцевое соединение винтами вниз так, чтобы срезанная плоскими часть муфты находилась под кабелем. 3.Соединить часть муфты винтами при помощи шестигранного ключа, и расклинить винты со стороны разрезанной части, для предотвращения самопроизвольного развинчивания. Аналогично установить муфту при наличии многосекционного насоса между всеми модулями. Демонтаж муфты осуществить следующим образом: 1.Сжать плоскогубцами расклиненные концы винтов. 2.Вывинтить винты из корпуса страховочные муфты, разъединить части муфты и снять их. 3. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ 3.1.Расчет ступени ЭЦН 3.1.1.Расчет рабочего колеса. При расчете ступени погружного центробежного насоса всегда известны подача и напор насоса, скорость вращения вала и диаметр обсадной колонны скважины для работы в которой предназначен насос. (1) Подача, Q – 30 м\сут. Напор, H – 1300 м. Частота вращения вала, n – 3000 об\мин. Внутренний диаметр корпуса насоса, d – 82 мм. Внутренний диаметр корпуса ступени, d – 76,5 мм. После того, как установлен внутренний диаметр ступени, можно приступать непосредственно к расчету проточной части рабочего колеса и других размеров. Для этого необходимо выполнить следующее: а) Определить наибольший внешний диаметр рабочего колеса D max D2max=Dвн.–25, (3.1.) где, S – радиальный зазор между внутренней стеной корпуса ступени D вн. и наибольшим диаметром рабочего колеса D max. Этот зазор выбираем в пределах S=2-3 мм б) Определим приведенную подачу рассчитываемой ступени: Qприв.=2800( 90 )3 Q, (3.2) n D2max где, 2800 – приведенная скорость вращения единичного насоса в об\мин. 90 – наибольший внешний диаметр рабочего колеса единичного насоса в мм. n – число оборотов вала, об\мин. Q – рассчитываемая подача, л\с. в) Определяем диаметр втулки при входе в рабочее колесо: Dвт.=Кdвт*D2max, (3.3) где, K d вт – коэффициент, соответствующий полученному значению Q прив, 0,31. После определения диаметра втулки необходимо проверить возможность размещения вала насоса. При этом должно быть соблюдено условие: D = d + 2 δ вт., где, D вт – диаметр втулки, мм; D в – диаметр вала насоса, мм; δвт. – толщина ступени втулки (для погружных центробежных насосов с диаметром корпуса 92-150, можно принять Sвт=2-4 мм); г) Определяем наибольший диаметр входных кромок лопастей D1 max по уравнению: D1max=D2max KD1max (3.4) где, КD1 max – коэффициент, определенный для Q прив, 2,3; в) Определяем диаметр входа D в рабочее колесо: D0=КD0*D1max, (3.5) К – коэффициент диаметра входа в рабочее колесо для данного Qприв, 0,96; е) Определяем наименьший диаметр входных кромок лопастей рабочего колеса D2 min: D2min=√D2вн.ст.–1*(D2max)2*Fприв 0,78590 (3.6) где, Fприв – приведенная площадь без лопаточного кольца между стенкой корпуса ступени Dвн.ст. и ободом верхнего диска рабочего колеса D2 min. Находят для Q Fприв = 1600 мм. ж) Определяем наименьший диаметр входных кромок лопастей D1min: D1min= D2max KD1min (3.7.) где, KDmin – коэффициент определяемый для Qприв. з) Определяем высоту канала b на выходе из рабочего колеса. в=Кb2*D2max, (3.8) где, Кb2 – коэффициент, определяемый для Q, 0,016; и) Определяем высоту канала b1 на входе в рабочее колесо. b1=Kb1*D2max, (3.9) Кb1 – коэффициент, определяемый для Q, 0,036; к) Напор ступени определяют по коэффициенту окружной скорости Кv2окр., пользуясь уравнением: Kv2окр.=V2окр.max (3.10) 60√2gH где, V2окр. – окружная скорость на диаметре D2max рабочего колеса; Кv2окр.= πD2ср.*n 60√2gH (3.11) где, K v2окр. – коэффициент окружной скорости, Кv2окр. = 1,33; D2ср. – внешний диаметр рабочего колеса, мм; п – число оборотов вала, об/мин; g – ускорение свободного падения, м/с; л) Определяем коэффициент быстроходности ступени; м) Определяем конструктивные углы β1 и β2 от быстроходности ступени. Расчет колеса: а) D2max=Dвн.ст. – 2S В2max=76,5-2*2 D=72,5 мм; б)Qприв = 2800 (90 )3 *Q; n D2max Qприв = 2800 ( 90 )3 * 0,347; 3000 72,5 Qприв=0,6196 л\с; в) d вт.=Кdвт*D2max dвт=0,31*72,5 dвт=22,475 мм; dвт=dв + 2δвт. dвт=17+2*2/5 dвт= 22 мм; г)D1max= D2max KD1max D1max=72,5 2,3 D=31,52 мм; д) D0=К0*D1max; D0=0,96*31,52; D0=30,26 мм; е) D2min=√D2 вн.ст. - 1 (D2max)2 *Fприв. 0,785 90 D2min=√76,52 – 1 (72,5)2 *1600 0,785 90 D2min=67,3 мм; ж) D1min= D2max KD1min D1min= 72,5 2,2 D1min=32,95 мм; з) b2=Кb2 * D2max; b2=0,016*72,5 b2=1,16 мм; и) b1=Кb1*D2max b1=0,036*7,25=2,61 мм; к) Н=(πDср.* Н)2* 1 60*КН2 2g Н=(3,14*0,0725*3000) * 1 60*1,33 2*9,81 Н=3,73 м; л) Hs=60; м) β1=27; β2=53; 3.1.2. Расчет направляющего аппарата. Осевой направляющий аппарат ступени погружного центробежного насоса рассчитывают следующим образом: а) Определяем приведенную подачу и по ней определим приведенную, а затем действительную высоту рассчитываемой ступени: lприв=22; l=lприв.*D2max (3.12) 90 б) Определяем высоту междулопаточных каналов: b3пр.=90*b3 (3.13) D2max где, b3пр.- приведенная высота от приведенной подачи, 3.3; b3пр.= b3прив.* D2max 90 в) Находим диаметр диафрагмы D направляющего аппарата: F”прив.=0,7859(D2вн.ст.-D2)*(90)2 (3.14) D2max где, F”прив-приведенная площадь кольца внутренней стенкой корпуса ступени и диаметром ступени, 800; D3=√D2 вн.ст. – F’’прив. * (D2max)2 0,785 90 Расчет направляющего аппарата: а) l=l прив. * D2max 90 l=22*72,5 90 l=17,7 мм; б) b3=b3прив.*D2max 90 b3=3,3 * 72,5 90 b3=2,66 мм; в) D3=√D2 вн.ст. – F’’ (D2max)2 0,785 90 D3=√76,52 – 800 (72,5)2 0,785 90 D3=72,04 мм; КПД ступени 0,38 3.2.Проверочный расчет шпоночного соединения. Шпоночное соединение проверяется по боковым граням шпонки под действием окружного усилия, передаваемого рабочему колесу: σ=2Mр.к.D(h-t)*l (3.15) где, Мр.к. – момент передаваемый рабочему колесу. D – диаметр вала; t - глубина паза по валу; l - длина посадочной части рабочего колеса; h – высота шпонки. Момент, передаваемый рабочему колесу определяется из мощности передаваемой двигателем насосу. Мощность двигателя выбирают по основным параметрам насоса. К основным параметрам относятся подача, напор, КПД. Для определения напора необходимо определить количество ступеней находящихся в насосе. Количество ступеней можно определить следующим образом. Существует 5 видов секций отличающихся длиной, в зависимости от длины в каждой секции располагаются различное число ступеней. Для расчета возьмем следующий насоса: ЭЦН М-5-50-1300 состоящий из 2-х секций № 2 и № 5, в некоторых расположено 264 ступени, в секции № 2 расположено 73 ступени, а в секции № 5 расположено 192 ступени. Длина одной ступени ЭЦН 50 - 24 мм. Ступени насоса в секциях располагаются в пределах: L=n*l (3.16) где, n – число ступеней; l - длина одной ступени; L = (72*24) + (192*24) L = 1728 + 4608 L = 6336 мм Длина одной ступени ЭЦН – 30 равна 17,5 мм, в секциях расположится: nр=L (3.17) lp где, np – число ступеней, рассчитываемого насоса в двух секциях; lp – длина одной ступени ЭЦН – 30. np=6336 17,5 np=362 ступени Значит в секции № 2 расположится 99 ступеней, а в секции № 5 расположится 263 ступени. Напор одной ступени равен 3,73 м. Общий напор равен произведению количества ступеней на напор одной ступени: H=N*h (3.18) где, h-напор одной ступени H=362*3,73 H=1350,26 м H=1350 м. Гидравлическая мощность насоса равна: Nг=Q*H*j (3.19) 102 *η где, Q – подача насосной установки; H – напор насоса j-относительный удельный вес жидкости η-КПД насоса; Q = 30 м3 /сут =3,5*10-4 м3 /с Н = 1350 м j=1900 кг/м3 η=0,43 Nг=3,5*10-4 *1350*1300 102*0,43 Nг =15 КВт Мощность двигателя должна быть: Nд ≥ 1,05 Nг, (3.20) где Nд – мощность двигателя; Nг – гидравлическая мощность насоса; Nд = 1,05*15 Nд=15,8 КВт По (1) подбираем двигатель, соответствующий условию отраженному в формуле (3.20): Двигатель ЭД 20-103 Мощность двигателя Nд=20 КВт. Момент, передаваемый на рабочее колесо: Мр.к.=Nдв. (3.21) Nz*n где, Nдв. – мощность подобранного двигателя; Nz – число рабочих колес, установленных в насосе; n – число оборотов вала насоса; Nz =362 ступени n=2840 об/мин=47,33 об/сек Мр.к. = 20*103 362*47,33 Мр.к.=1,17 Вт. Расчет шпонки на смятие производится по формуле (3.15): σсм.= 2Мр.к. D (h-t)*l Мр.к.=1,17 Вт. D=17мм=0,017 м l=10мм=0,01 м h=1,6мм=0,0016 м t=0,8мм=0,0008 м σсм= 2*1,17 0,017(0,0016-0,0008)*0,01 σсм.=17205881 Н/м2 σсм.=17,2 Мпа Шпонка представляет собой кружок твердый, вытянутый, изготовленный из латуни марки П63. Сопротивление латуни этой марки разрыву: σв=75-95 кгс/мм2 σв=750-950 МПа Сопротивление смятию находится в пределах ½ σв, запас прочности на смятие нас удовлетворяет. 3.3.Проверочный расчет шлицевого соединения. Шлицевое соединение проверяется на смятие по формуле: σсм.=Т (3.22) 0,75z Асм*Rср. где, Т – передаваемый вращаемый момент; z - число шлицев; Ам – расчетная поверхность смятия; Rср. – средний радиус шлицевого соединения. Средний радиус шлицевого соединения определяется как: Rср.=0,25 (D+d) (3.23) где, d-диаметр впадин шлицев, ; D-максимальный диаметр шлицев; D=0,017 м d=0,0137 м Rср.=0,25 (0,017+0,137) Rср.=0,007675 м Расчетная поверхность смятия равна: Асм.=(D-d-2ƒ)*l (3.24) 2 где, ƒ-фаска на шлицах; l-длина контактирующей поверхности шлицевого соединения; ƒ=0,003 м l=0,04 м Асм.= (0,017-0,0137 – 2*0,0003)*0,04 2 Асм.=0,000042 м2 Т=Nдв (3.25) n где, Nдв.- мощность двигателя; n - число оборотов вала; Nдв.=20 КВт=20000Вт n=2840 об/мин=47,33 об/сек Т=20000 47,33 Т=422,6 Н*м σсм.= 422,6 0,75*6*0,000042**0,007675 σсм=291308000 Н/м σсм=291,308 Мпа. Вал насоса изготовлен из высоколегированной стали. [σсм]вала=500-1100 МПа. Следовательно, шлицевое соединение, рассчитанное нами и проверенное на смятие удовлетворяет нашему насосу. 3.4.Расчет вала ЭЦН Различают валы прямые, коленчатые и гибкие. Наибольшее распространение имеют прямые валы. Коленчатые валы применяют в поршневых машинах. Гибкие валы допускают передачу вращения при больших перегибах. По конструкции различают валы и оси гладкие, фанонные или ступенчатые, а так же сплошные и полые. Образование ступеней на валу связано с закреплением деталей или самого вала в осевом направлении, а также с возможностью монтажа детали при подсадках с натягом. Полые валы изготавливают для уменьшения массы или в тех случаях, когда через вал пропускают другую деталь, подводят масло и пр. Прямые валы изготавливают преимущественно из углеродных и легированных сталей. Валы рассчитывают на прочность. Расчет вала на прочность. Во время работы вал насоса подвергается воздействию крутящего момента, осевой сжимающей нагрузки на верхний торец вала и радиальной нагрузки. Радиальная нагрузка на вал вызывается насосным расположением валов секций насоса и протектора и возможность неточного изготовления шлицевого соединения. Предварительно оценивают средний диаметр вала по внутреннему диаметру шлицев d концентрационных напряжений и изгиба вала: τкр=Mкр.max=Mкр.max (3.26) Wр=0,2*d3 вн. где, dвн.=Мкр.max (3.27) 0,2*τкр Максимальный крутящий момент: Мкрmax=Nmax (3.28) w где, N max– приводная мощность двигателя, 13 т; w= π*n - угловая скорость, сек; 30 п-частота вращения электродвигателя, об/мин. Напряжение на кручение определяем по пределу текучести материала σт. Допустимое касательное напряжение при кручении принимаем с коэффициентом запаса прочности η=1,5; τ=[τ]= τт = σт (3.18) η 2η Для вала насоса ЭЦН берем сталь 40ХН с пределом текучести τ=750 Мпа. Насосное соединение валов и некомпенсированные зазоры создают радиальную нагрузку в 60-130 кг.с, действующую на шлицевой конец вала насоса. Радиальная нагрузка Р, находится по формуле: Р1=K[3E*J*∆у] (3.29) C3 где, К – коэффициент, учитывающий компенсирующее влияние зазоров и равный 0,45-0,85; Е – модуль упругости материала вала, Па. J – момент инерции вала, принимаемый с учетом тела втулки. М; ∆у – стрела прогиба шлицевого конца вала, вызванная неспособнос- тью в сочленении насоса и протектора, принимается равным 25*10 м; С – расстояние от центра подшипника до середины муфты, м; Момент инерции вала: J=π*d4вн.*а*(D-dвн.)*(D+dвн.)*z (3.30) 64 где, а – ширина шлицы, м; D – наружный диаметр шлицев, м; z – число шлицев. Радиальная нагрузка на вал Р2, зависящая от неравномерной передачи крутящего момента шлицами малы и ею можно пренебречь. Пять работающих шлицев дают нагрузку, равную 0,2*Р, где Рокр.=2*Мкр.max (3.31) dср. где, D – средний диаметр шлицев. Р2=0,2*Рокр. (3.32) Изгибающий момент на шлицевом конце вала: Мизгб.max=(Р1+Р2)*b (3.33) где, b-расстояние от середины муфты или от точки приложения силы Р до проточки под стопорное кольцо, м. Мизг.max.=(Р1-Р2)*b. Зная момент изгиба и момент кручения, можно определить напряжение изгиба и кручения в опасном сечении вала (под проточку на стопорное кольцо). σизг.max=Мизг.max (3.34) Wx Wх=π*d4кр. (3.35) 32*D где, Wх- момент сопротивления в месте проточки под стопорное кольцо, м; dкр.-диаметр вала в месте проточки под стопорное кольцо, м; σизгб.min=Мизг.min (3.36) Wx Напряжение кручения τкр.=Мкр.max (3.37) Wp Wр=2*Wx – полярный момент сопротивления вала в месте проточки под стопорное кольцо; Эквивалентное напряжение находим по четвертной прочности: σэкв.=√σ2изг.max+3τ2 (3.38) По этой величине и пределу текучести материала вала устанавливается запас прочности с учетом статистических нагрузок: п=σт≥1,3 (3.39) σэкв Исходные данные: Приводная мощность двигателя N = 2000Вт. Частота оборотов двигателя п=2840 об/мин. Предел текучести материала вала σ=750 МПа. Модуль упругости материала вала У=20*10 МПа. По данной методике произведем расчет с цифровыми значениями: Момент инерции вала: J= π*d4вн.+ а (D-dвн) * (D +dвн)2*z 64 J= 3,14*0,0124 + 0,0035 (0,017 – 0,012)*(0,017+0,012) 2*6 64 J=2,3*10-10 м; Нагрузка создаваемая работающими шлицами: Р2=0,2*Рокр. Р2=0,2* Mкр.max dср Р2=0,2 * 2*67,28 0,0155 Р2= 1736,2584. Максимальный изгибающий момент в месте проточки под стопорное кольцо: Мизг.max= (Р1+Р2)*b Мизг.max=(258,957+1736,258)*0,035 Мизг.max=69,83 Н*м. Минимальный изгибающий момент в этом сечении: Мизг.min=(Р1-Р2)*b Мизг.min=(258,957-1736,258)*0,035 Мизг.min=51,74 Н*м; Напряжение изгиба в опасном сечении: σизг.max=Мизг.max Wx где, W= π*d4кр 32*D W=3,14*0,01574 32*0,017 W=3,51*10-7 м3; Это мы нашли осевой момент сопротивления вала: σизг.max.= 69,83 3,51*10-7 σизг.max =198,945Мпа Минимальное напряжение изгиба σизг.min.= 51,71 3,51*10-7 σизг.min.= 147,321 МПа Напряжение кручения: τкр=Мкр.max Wp где, Wр=2*Wх Wр=2*3,51*10-7 Wр=7,02*10-7 м Это мы нашли полярный момент сопротивления вала τкр.= 67,28 7,02*10-7 τкр.=96,114 Мпа; Эквивалентное напряжение: σэкв=√σ2 изг.max + τкр2 σэкв=√198,9452+3*96,1142 σэкв.=259,409 Мпа; Запас прочности по пределу текучести: п= σт ≥ 1,3 σэкв п= 750 259,409 п=2,8; Из результатов расчетов видно, что вал из стали 40 ХН диаметром 17 мм со шлицем и с проточкой под стопорное кольцо выдерживает заданные нагрузки с коэффициентом запаса прочности п=2,8, который удовлетворяет условию 2,8>[1,4]. |