Расчет и конструирование станка качалки. 3) СК 960-68 БАК с- 65,97 процентов. Осуществлен расчет основных узлов поверхностного и подземного оборудования

• Название: Осуществлен расчет основных узлов поверхностного и подземного оборудования
• Анкор: Расчет и конструирование станка качалки
• Дата: 16.04.2022
• Размер: 0.76 Mb.
• Имя файла: 3) СК 960-68 БАК с- 65,97 процентов.doc
• Тип: Документы; #478571
• страница: 2 из 6

1.3 Обоснование типа и размера скважинного штангового насоса

и параметры его работы
Штанговые скважинные насосы по конструкции подразделяются на невставные (трубные) и вставные. Неставным или трубным называют насос, цилиндр которого присоединяют, непосредственно к насосным трубам и вместе сними, спускают в скважину, а плунжер спускают и поднимают отдельно на насосных штангах. Вставным называют насос, цилиндр и плунжер которого спускают в скважину одновременно на насосных штангах: насос устанавливают на специальную замковую опору, предварительно спущенную скважину на колоне насосных труб.

Тип насоса определяют в зависимости от глубины его спуска (при глубине более 1000-1200м следует применять вставные насосы).

Для заданной глубины 960м применяем насос НСН-2. Насос НСН-2 вертикальный плунжерный, невставной, одинарного действия, с одним всасывающим и одним или двумя нагнетательными клапанами, из которых один установлен в нижней части плунжера. Насос НСН-2 имеет ловильное приспособление для всасывающего клапана, длинный цилиндр, включающий от шести до двадцати четырех втулок.

Насос этого типа предназначен для откачки нефти с обводненностью до 99%, динамической вязкостью до 0,1 Па, объемной долей Н2 до 0,1 % твердых механических примесей до 0 % ,свободного газа на в ходе в насос 25% ,с температурой до 130 ⁰Ċ. Условия эксплуатации насоса на промыслах НГДУ «Старогрознефть» полностью соответствуют требованиям ГОСТ 644478.

Для получения производительности Q=10,0м³/сутки при глубине установки насоса L=960м. примем диаметр плунжера насоса Дпл = 68мм. Для станка – качалки 4СК3-1,2-700 длины ходов подвеса штанг в миллиметрах: Ş=450, 600, 750, 900,1050, 1200 и частота качений балансира в минуту: ņ=5÷15.
Производительность насоса находится по формуле:
Q = F × ņ × 60 ×24 × ηņ, м³/сут. , (1)
где F- площадь сечения плунжера, м²;

Ş- длина хода плунжера, м;

ņ- число качаний (двойных ходов) в минуту;

60- коэффициент пересчета минуты в часы;

24- коэффициент пересчета часов в сутки;

ηņ- коэффициент подачи насоса, в расчете принимаем ηņ = 0,7 ÷ 0,8.

Задавшись коэффициентом подачи насоса ηņ = 0,7 и ηņ = 0,8, из формулы (І) определим произведение Ş ·ņ:

(2)

для Д_пл = 68 мм





Задаваясь имеющимися у станка – качалки длинами хода Ş, найдем соответствующие значения чисел качений в минуту ņ и определим фактор динамичности по формуле:

, (3)

где 1440 – переводной коэффициент.
Таблица 2

Режим	S	ηn = 0.7		ηn = 0.8
		n	m	n	m
1 2 3 4 5 6	0.45 0.6 0.75 0.9 1.05 1.2	37.98 28.48 22.78 18.99 16.27 14.24	- - - - - 0.168	33.24 24.93 19.94 16.62 14.24 12.26	- - - - 0.148 0.129

Окончательно выбираем режим работы установки с минимальным значением коэффициента динамичности, то есть шестой режим, для которого:

Ş6 = 1,2 м; ņ6 = 12,26; ≈ 12 1/мин.
1.4 Определение размеров звеньев станка – качалки
Плунжер штангового скважинного насоса получает возвратно – поступательное движение через колонну насосных штанг от привода, расположенного на уровни земли.

В качестве двигателя в приводах штангового насоса обычно применяют электродвигатель. В приводе вращательное движение вала этого двигателя преобразуется в возвратно – поступательное движение звена, связанного с колонной штанг.

У нас в стране преимущественное применение имеют индивидуальные балансирные станки – качалки, построенные на базе шарнирного четырехзвенного механизма.

Кинематическая схема преобразующею механизма балансирного станка – качалки представляют четырехзвенник ОВДО; неподвижное его звено – линия длиной Р, соединяющая центр вращения кривошипа с осью качания балансира, а подвижные звенья – кривошипа радиуса r, шатун длиной ℓ и заднее плечо балансира длиной k. Вследствие симметричности цикла откачки время хода балансира вверх и вниз имеет одинаковые значения.

Это достигается наличия следующей зависимости между звеньями преобразующего шарнирного четырехзвенного механизма при максимальной длине хода точки подвеса штанги:
ℓ² + R² + r² + Р² (1)
Установлено, что балансирные станки – качалки, обеспечивающие симметричный цикл откачки в течение одного полного цикла работы станка , характеризуются двумя отношениями длины звеньев, четырехзвенного шарнирного преобразующегося механизма r/ℓ и r/R. Величины этих отношении находятся в приделах

r/ℓ = 0,35 ÷ 0,40 и r/R = 0,45 ÷ 0,50.
Длину хода Ѕ_о точки подвеса штанг определяют по формуле:

Ѕо = 2 R 1 arcsin r/R, (2)
где R1 - длина переднего плеча балансира.

Для определения размеров звеньев необходимо иметь и сходные данные, к которым в первую очередь относится максимальная длина хода точки подвеса штанг Ѕ_о так как это величина является одним из основных параметров станка – качалки; в качестве других данных могут служить отношения длине звеньев r/ℓ и r/R.

В данном случая имеем равноплечий станок – качалку 4СК3-1,2-700, у которого максимальная длина хода точки подвеса штанг Ѕ_о = 1,2м.

Для заданного станка выбираем следующее кинематические показатели;
r/ℓ = 0,4 и r/R = 0,475. (3), (4)
Длину переднего плеча балансира определяем из формулы (5):



(5)
Отношения длины переднего плеча балансира к заднему принято:


Длину шатуна определяем по формуле;
(6)
Определим радиус кривошипа при максимальной длине хода;

(7)

Теперь определим расстояние по формуле:
P = (8)
тогда Р² + r² = 1,8² + 0,57² = 1,89м; R² + ℓ² = 1,2² + 1,43² = 1,83м.

Соблюдение этого равенства обеспечивает наиболее благоприятную работу механизма станка – качалки.

Для случая балансирного уравновешивания принимаем расстояние от центра опоры балансира до уравновешивающего груза С = 1,43м.
1.5 Расчет колонны насосных штанг
Штанговая колонна является передаточным звеном балансира станка – качалки к насосу и представляет собой гибкую упругую нить, предназначенную для несения разных нагрузок, воспринимаемых балансиром станка – качалки.

В течения каждого цикла работы насоса штанги испытывают переменные нагрузки: при ходе вверх колонна нагружена помимо собственного веса еще весом столба жидкости и инерционными усилиями от движущихся масс штанг и жидкости : при ходе вниз – только весом штанг за вычетом силы инерции массы штанг.

Число перемен нагрузки в среднем составляет 10-17 тысяч в сутки. В то же время при ходе штанг вниз в насосе возникают силы сопротивления, направленные против движения штанг.

В результате нижнее часть штанговой колонны испытывает не просто переменную, а знакопеременную нагрузку в течении каждого цикла действия насоса.

Как показали исследования И.Л. Фаермана, разрушение насосных штанг обычно происходит не вследствие статического перенапряжения, а явно носит усталостный характер.

Поэтому правильнее вести расчет колонны штанг не по максимальному напряжению в опасном сечении, а по приведенному напряжению; зависящему как от максимального напряжения δmax, так и от предельной амплитуды изменения напряжения δа.

А.С. Вирновский предложил на основе элементарной теории следующее расчетное уравнение для определения приведенных напряжений в новом сечении колонны насосных штанг:

(1)

где: δ_max – максимальное напряжение цикла в Па;

δ_а – амплитуда напряжения цикла, равная полуразности между максимальной и минимальными напряжениями цикла в Па.

Максимальное напряжение в опасном сечении колонны определяются из формулы:

δmax = δ_ср + δ_а, (2)
где δ_ср – среднее напряжение цикла, действующее на верхнее сечение штанги в Па.

Среднее напряжение цикла определим по формуле:
, (3)
где L – глубина подвески насоса, по заданию L = 960м:

g – ускорение свободного падения, g = 9,81 м/с²:

Д_пл – диаметр плунжера насоса, Д_пл =68мм;

d – диаметр штанг в мм;

S_ш – плотность материала штанг, S_ш = 7850 кг/м³;

Þн – плотность добываемой нефти, применяем þн = 850 кг/м³.

Диаметр насосных штанг зависит от диаметра насоса и глубины его работы. В заданных условиях Дпл = 68мм и L = 960м следует, принят штанги диаметром d = 19мм:

, (4)

Амплитуды напряжения цикла найдем из формулы:

где: ℓс = 1,14 – средний климатический коэффициент станка – качалки.
- угловая скорость кривошипов.

Следовательно: δmax = 74,6 + 19,2 = 93,8 · 10 Па.

Определим теперь приведенное напряжение по формуле (1):



Проверим напряжение в точке подвески штанги, для чего определим максимальную нагрузку на штанги по статическому методу:

, (5)

где Р_ж– вес столба жидкости над плунжером высотой, равной глубине установки насоса L;

Р_ш – полный вес насосных штанг;

в – коэффициент, учитывающий потерю веса штанг в жидкости;

F_пл = 6,15 см² - площадь сечения плунжера диаметром 28мм;

q_ш= 2, 35кг – масса одного метра штанг диаметром 19мм. с муфтами.

Определим максимальное напряжение в точке подвески штанг:
, (6)
где f_ш = 2,83 · 10 м² - площадь сечения штанг диаметром 19мм.
Подберем стол для штанг, исходя из установленных норм допускаемых приведенных напряжений δпр. полученная величина δпр должна быть меньше или равна допускаемому приведенному напряжению для стали данной марки
[δ_пр] _расч. ≤ [δ_пр] _доп.
В данном случая по приведенному напряжению подходят углеродистые штанги d_ш = 19мм, изготовленные из стали марки 40, нормализованной при

δ_пр = 70 МПа

[d_пр] _расч. = 42,4 МПа < [δ_пр] _доп. = 70 МПа.

Они же удовлетворяют требованию о максимально допустимое напряжение.

Следовательно, эти штанги соответствуют условиям работы.
1.6 Выбор и расчет колонны насосно-компрессорных труб
При штанговой глубиннонасосной эксплуатации каналом для подъема жидкости от насоса на дневную поверхность служат насосно-компрессорные трубы.

В ряде случаев, например, в установках беструбной эксплуатации, колонна насосно – компрессорных труб отсутствует. Ее функции выполняют либо полные штанги, либо эксплуатационная колонна.

Насосно – компрессорные трубы применяют не только при всех способов эксплуатации нефтяных скважин, но и подземном ремонте – промывке песчаных пробок, гидроразрыве пласта, соляно- кислотной обработке и т. д.

Условия работы труб при штанговой глубиннонасосной эксплуатации наиболее тяжелые: нагрузки на трубы определяется не только собственным весом штанги, но и циклической нагрузкой, обусловленным весом откачиваемой жидкости, а также силами трения. Кроме того, колонна труб должна выдержать дополнительную нагрузку – вес штанги вслучае их обрыва. Помимо этого они подвергаются изгибу при искривленном стволе скважины и воздействию коррозионной среды.

Тяжелые условия работы труда предопределяет их материал и технологию производства: их изготавливают методом горячей прокатки из углеродистых или легированных сталей двух типов – гладкие и с высаженными концами.

На обоих концах труб имеется резьба для соединения их друг с другом при помощи муфт. Насосно – компрессорные трубы выпускаются с условными размерами: 33, 42, 48, 60, 73, 89, 102, 114 из сталей марок Д, К, Е, Л, М (ГОСТ 633-80).

Диаметр насосно-компрессорных труб зависит от типа насоса и его диаметра. Для нашего насоса НСН2 с диаметром плунжера Д = 68мм требуется 89мм насосно – компрессорные трубы.

Примем насосно-компрессорные трубы группы прочности «Д» и сделаем расчет колонны труб.

В процессе работы скважинного насоса при ходе штанг вверх вес поднимаемого столба жидкости воздействует на штанги, а при ходе вниз – переносится на трубы. Наиболее напряженной трубой в подвешенной колонне является верхняя.

Максимальная растягивающая нагрузка, действующая на нее, при обрыве колонны штанг определяется из выражения

Р_max = Р_тр + Р_ж + Р_шт; (1)

где Р_рт – сила тяжести (вес) трубы:

Р_ж – сила тяжести жидкости в трубах;

Р_шт– сила тяжести колонны штанг.

С учетом глубины спуска насоса L формула будет иметь вид:
Р_max = L · g · (q_тр + q_ж + q_шт), (2)
где q_тр – масса 1м труб с учетом муфт, трубы гладкие по ГОСТ 633-80;

q_тр – 7,0 кг (при длине трубы 8м);

q_шт – масса 1м штанг с учетом муфт;

q_шт– 2,35кг;

q_ж – сила тяжести 1м кольцевого столба жидкости.
(3)

тогда Р_max = 960 · 9,81 (7,0 + 0,523 + 2,35) = 92,9 · 10³ Н.
Осевые растягивающие силы могут вызвать разрушение колоны насосно-компрессорных труб в наиболее слабом месте, то есть в нарезанной части или в муфтовом соединение. Прочность в резьбовом соединения характеризуется величиной страгивающей нагрузки и определяется по формуле Яковлева:

, (4)



где Д_ср– средний диаметр трубы в основной плоскости резьбы

(по первой полной нитке),

Д_ср= 57,58мм ГОСТ 633 – 80;

в - толщина стенки трубы по впадение первой полной нитки резьбы,

в = 3,68мм ГОСТ 633 – 80;

δ_т– предел текучести материала труб группы прочности «Д»,

δ_т = 372 МПа, ГОСТ 633 – 80;

ℓ - полезная длина нарезки с нитками полного профиля, ℓ = 29,3мм,

ГОСТ 633 – 80;

- угол между гранью нарезки и осью трубы = 60º;

β – угол трения металла по металлу, β =18º.

Разрыв трубы чаше в сего происходит по основанию первого ветка полной нарезки.
По этому определим величину разрушающей нагрузки по формуле:
Р_раз = F_о · δ_т = 8,68 · 10^-4 · 3,72 · 10⁶ = 323 ·10³ Н. (5)
где: F_о – площадь поперечного сечения трубы по основанию первого витка полной нарезки. F_о = 868мм².

По меньшей из величины Р_стр или Р_раз, задаваясь запасом прочности, определяет максимальную допускаемую нагрузку для данной колонны труб.

По расчетам Р_стр < Р_раз, следовательно допускаемую нагрузку определяем по Р_стр. Рекомендуемый запас прочности для насосно-компрессорных труб n ≥ 1,5, тогда:
(6)
Величина расчетной нагрузки на колонну труб Рmax не должна превышать Р_доп, Р_max < Р_доп :

92,9 · 10³ < 137 ·10³ Н; следовательно, прочность будет обеспечена.

Нижние трубы при глубиннонасосной эксплуатации испытывают значительное внутреннее давление. По этому рассчитаем их на внутреннее давление по формуле:

(7)
Полученное по формуле (7) давление является разрушающим. Для определения допускаемого давления Р_доп. не обходимо задаться запасом прочности n = 1,5. Тогда:

Кроме статических нагрузок на колону действует переменные усилия.

Эти нагрузки действует вдоль всей колонны и связаны с переменным воздействием на колонну веса столба жидкости в трубах и сил трения о стенки труб.

При движении плунжера насоса в низ, на трубы, кроме собственного веса, будет действовать вес столба жидкости в трубах и сила трения плунжера насоса и штанг о стенки труб. При ходе плунжера вверх вес жидкости передается с труб на штанги, а силы трения изменяет свае направление.

По этому трубы испытывает переменные напряжение, частота которых равна числу качении глубинного насоса.

Следовательно, трубы работают при асимметричном цикле напряжения. Располагая опытными данными наибольшего δmax и наименьшего δmin

напряжений цикла, можно определить постоянную δm и переменную δа составляющие из зависимостей:



Можно считать, что в любом сечении трубы наибольшее напряжение при ходе плунжера в низ будет:

(8)

наименьшее напряжение при ходе плунжера вверх составит:

(9)

тогда: Q_т – вес труб Р_тр и жидкости в концевом пространстве между внутренней поверхностью трубы и наружной поверхностью плунжера:

Q_т = 65,9 · 10³ + 10,9 · 10³ = 76,8 · 10³ Н.

Р_тр – вес труб, Р_тр = q_тр · L ·g = 7,0 · 960 · 9,81 = 65923 Н = 65,9 ·10³ Н.

Р_жк – (F_тр – F_пп) · þ · L · g = (19,8 – 6,15) · 10 ·850 · 960 · 9,81 = 10,9 · 10³ Н.
F_тр– площадь проходного сечения 60мм труб, ГОСТ 633 – 80, F_тр=19,8 см².
F_пл– площадь поперечного сечения плунжера, ГОСТ 6444 – 78, F_пл = 6,15 см².

Р_ж– вес жидкости Р_ж = (F_пл – F_шт) · L · þ · g = (6, 15 – 2,83) · 10^-4 · 960 · 850 · 9,81 = 2,7 ·10³ Н.

F_шт– площадь поперечного сечения штанги F_шт= 2,83 см² (прил. 3).

Þ – плотность жидкости, þ = 850 кг/ м³.

L – длина подвески, L = 960 м.

F_тр – сила трения, берется в размере 10 ٪ от суммы веса колоны труб и веса столба жидкости.

F_тр = (Р_тр + Р_ж) · 10٪ = (65,9 · 10³ + 2,7 · 10³) · 0,1 = 6,86 · 10³ Н.

F – площадь сечения трубы по опасному месту, F = 8,68 см²,

Подставляя найденные значения в формулы (8 и 9), найдем δт и δа.:

Имея постоянную составляющую δт и амплитуду, δа напряжение от переменного растяжения сжатия, можно определить коэффициент запаса прочности для асимметричного цикла:

(10)
где δ_в – временное сопротивления разрыву,

g_в = 737 МПа (табл. 104, Пивоваров И.Ф. и др. Справочное руководство по нефтепромысловым трубам);

(δ-1) g – предел выносливости трубы, для 60мм труб (δ-1) g = 117 МПа.

Подставим найденные значение в формулу (4) определим коэффициент запаса прочности для асимметричного цикла: