Расчет привода штанговой насосной установки
 Скачать 1.73 Mb.
|
|
3. Сравнительный анализ различных приводов УШСН. Для проведения сравнительного анализа разных типов приводов штанговых насосных установок примем единые условия (нагрузка в точке подвеса штанг 40000H.) так как меняется лишь наземная компоновка привода штангового насоса. При данной нагрузке приемлемо использование приводов с максимальной нагрузкой на штоке> 40000H. Из балансирных приводов СШНУ примем станок 5СК-6-1,5-1600 с максимальной нагрузкой на штоке 60000Н, из безбалансирных принимаем 28 станок ПНКШ 210-3 с максимальной нагрузкой на штоке 60000Н, из гидравлических - ГПШГН «Гейзер». с максимальной нагрузкой на штоке 60000Н. (Таб.1.) Таблица 1. № Параметры сравнения 5СК-6-1,5- 1600 ПНКШ 150-3 ГПШГН «Гейзер» 1 Число качаний (циклов) 5-15 3,5-9,5 1-6 2 Максимальная нагрузка на штоке, кН 60 60 60 Максимальная нагрузка на штоке для данного типа станка 200 120 100 3 Длина хода точки подвеса штанг, м. 0,6-1,5(шаг 0,3) 1,5-3 (шаг 0,25) 6(бесступенчатый) 4 Уравновешивание Кривошипное Кривошипное Пневматическое 5 Номинальный крутящий момент (на тихоходном валу редуктора), кН·м 16 20 Редуктор отсутствует 6 Система управления Механическая Механическая Электронная, микропроцессорная Климатические условия Все климатические условия Все климатические условия Кроме холодного Конструкционные показатели 7 Фундамент Больших размеров Малых размеров Отсутствует 8 Длина , мм 6500 5500 2000 9 Ширина, мм 1850 2500(с ограждением) 2000 29 10 Высота, мм 5100 6000 4000 11 Масса, кг 8130 6000 3200 В гидроприводах ГПШГН «Гейзер»возможна настройка станка на 1 качание в минуту что выгодно применять на малодебитных скважинах. Балансирному станку 5СК-6-1,5-1600 характерно развитие до 15 качаний в минуту что показывает большую производительность по сравнению с гидроприводом. Балансирные станки-качалки по сравнению с безбалансирными и с гидроприводами имеют наибольшую нагрузку на штоке что позволяет проводить работы на более глубоких скважинах (способны поднять большую массу колонны). Малый шаг изменения длины хода (0,25 м) у безбалансирных приводов СШНУ позволяет более точно осуществить заданный уровень добычи нефти из скважины и облегчить выбор более выгодного режима откачки по сравнению с балансирными приводами. А бесступенчатое изменение длины хода позволяет еще более точно задавать параметры работы. Отсутствие редуктора в гидроприводе СШНУ обеспечивает наибольшую надежность так как выход из строя редуктора одна из самых распространенных поломок станков-качалок (31% поломок). Значительно маленькое габариты безбалансирных и гидроприводов по сравнению с другими кривошипными приводами позволяют рационально использовать их в стесненных условиях морских площадок и при кустовом расположении скважин. При кустовом расположении приводов СШНУ наиболее выгодным является применение гидравлических приводов, так как управление всеми приводами происходит из одного блока (одной насосной станции подконтрольны несколько гидроцилиндров). 30 Значительно маленькое габариты безбалансирных и гидроприводов по сравнению с другими кривошипными приводами позволяют рационально использовать их в стесненных условиях морских площадок и при кустовом расположении скважин. При кустовом расположении приводов УШСН наиболее выгодным является применение гидравлических приводов, так как управление всеми приводами происходит из одного блока (одной насосной станции подконтрольны несколько гидроцилиндров). Установка и наладка гидравлических приводов занимает наименьшее время по сравнению с балансирными и безбалнсирными за счет полного отсутствия фундамента. Транспортировка всего оборудования балансирных и безбалансирных станков- качалок очень трудоемкий процесс так как требуется много единиц техники для транспортировки большого объема частей. В то время как гидроприводы можно перевезти гораздо легче. Так же применяются мобильные установки ГПШГН «Гейзер» что позволяет установить и наладить оборудование на устье скважины в течении 2-3 часов. Несмотря на преимущества гидроприводов большая распространённость (большое число специалистов, не большая цена ремонтных частей) балансирных приводов штанговых насосов, а также холодный климат расположения месторождения обуславливает выбор балансирного привода УШСН. 4. Расчет оборудования при штанговой глубинно-насосной эксплуатации скважин. Характеристика скважины. Дебит Q-20.5 м 3 /сут. Плотность нефти Р н -872кг/ м 3 Глубина спуска насоса L- 1300 м. Содержание мех примесей 0,05% 31 По диаграмме А.Н. Адонина (Рис.1) на пересечении проекций Q-20.5 м 3 /сут. и L- 1300 м находим 5СК-6-1,5-1600 и диаметр плунжера насоса 32 мм. Так как глубина спуска насоса> 1200 м применяем вставной насос типа НВ (выбираем предварительно НВ1Б-32-30-15). Рис.1. Диаграмма А.Н.Адонина. В качестве цилиндра в данном насосе применяется целый безвтулочный цилиндр, характеризирующийся повышенной прочностью, изностойкостью и транспортабельностью. Предварительно выбираем штанги из углеродистой стали ( 𝜎 пр = 70 МПа) диаметром 22 мм (31%) и диаметром 19 мм (69%). При общей глубине спуска 1300м длина секций штанг составит: диаметром 22 мм-403 м, диаметром 19 мм-897 м. Режимные параметры 5СК-6-1,5-1600 по ГОСТ 5688: 𝑆 𝑎 = 0.6; 0.9; 1.2; 1.5 м − длина хода точки подвеса штанг. Число качаний n=5-15 мин −1 Редуктор Ц2НС-650 с передаточным отношением i=38 и диаметром шкива- 800 мм. 32 Для обеспечения продолжительной работы СК в первом приближении следует принять максимальную длину хода и найти по диаграмме А.Н. Адонина максимальную производительность насоса диаметром 32 мм, которая может быть получена при работе станка на максимальных параметрах. По диаграмме находим Qmax = 23 м 3 /сут. Определение числа качаний производим по формуле: 𝑛 = 𝑛 𝑚𝑎𝑥 𝑄 ф 𝑄 𝑚𝑎𝑥 ; При длине хода Smax= 1,5 м, число качаний и 𝑛 𝑚𝑎𝑥 = 15, число качаний будет 𝑛 = 15 20,5 23 = 13мин −1 ; Для более точного решения задачи определим параметры работы станка- качалки и насоса аналитическим методом исходя из минимума напряжений в штангах. По стандартным значениям 𝑆 𝑎 и по формулам : 𝑛 = 6,85 ∙ √ 𝑄 𝑆 2 𝑞 ср 3 ; где средний вес 1п.м. двухступенчатых штанг 𝑞 𝑐𝑝 = (3,14 ∙ 0,31 + 2,35 ∙ 0,69) 100 = ⁄ 2,6 кг/м. 𝐹 пл = 0,47√𝑄𝑛𝑞 ср ; 𝐷 пл = √ 𝐹 пл 0.785 ⁄ ; определяем расчетные режимы станка-качалки, находим 𝐹 пл и 𝐷 пл и составим таблицу. 33 Для станка 5СК-6-1,5-1600 согласно ГОСТ 5688 длина хода точки подвеса штанг 𝑆 𝑎 = 0.6; 0.9; 1.2; 1.5 м. Примем 𝑆 𝑎 = 0.6 м. 𝑛 = 6,85 ∙ √ 23 0,6 2 2,6 3 = 19,9 ; 𝐹 пл = 0,47√23 ∙ 19,9 ∙ 2,6 = 16,2; 𝐷 пл = √16,2 0.785 ⁄ = 4,54; Аналогично для всех остальных длин хода точек подвеса штанг. Таким образом, из табл.1. видно, что наиболее приемлемыми режимами работы являются 3-й и 4-й, однако диаметр плунжера при этих режимах получился больший. Таблица 1 Расчётные режимы станка-качалки. Номер режима 𝑆 𝑎 , м n 𝐹 пл , см 2 𝐷 пл , см 1 0,6 19,9 16,2 4,54 2 0,9 15,2 14,17 4,25 3 1,2 12,54 12,87 4,05 4 1,5 10,81 11,95 3,9 Для выбора оптимального режима определим максимальное значения нагрузок в точке подвеса штанг по формуле: 𝑃 𝑚𝑎𝑥 = 𝐹 пл 𝑝 ж 𝐿𝑔 + 𝑞 𝑐𝑝 𝐿𝑔[𝑏 + 𝑆𝑛 2 1440 ] 34 где L- глубина спуска насоса, 𝑏 = (𝑃 ш + 𝑃 ж ) 𝑃 ш ⁄ - коэффициент облегчения штанг в жидкости, 𝑃 ш , 𝑃 ж – плотность материала штанг и жидкости, 𝑆𝑛 2 1440 – фактор инерционных нагрузок. Для 3-го режима: 𝑃 3 𝑚𝑎𝑥 = 12,87 ∙ 10 −4 ∙ 872 ∙ 1300 ∙ 9,8 + 2,6 ∙ 1300 ∙ 9,8 [1,11 + 1,2 ∙ 12,54 2 1440 ] = 55405 𝐻. где 𝑏 = (7850 + 872) 7850 ⁄ = 1,11 Для 4-го режима: 𝑃 4 𝑚𝑎𝑥 = 11,95 ∙ 10 −4 ∙ 872 ∙ 1300 ∙ 9,8 + 2,6 ∙ 1300 ∙ 9,8 [1,11 + 1,5 ∙ 10,81 2 1440 ] = 54075 𝐻. Наиболее выгодным режимом будет 4-ый, при котором Р 𝑚𝑎𝑥 = 54075 𝐻. Минимальную нагрузку найдем по формуле: 𝑃 𝑚𝑖𝑛 = 𝑞 𝑐𝑝 𝐿𝑔 [𝑏 + 𝑆𝑛 2 1440 ] ; 𝑃 𝑚𝑖𝑛 = 2.6 ∙ 1300 ∙ 9.8 [1.11 + 1.5 ∙ 10.81 2 1440 ] = 40799 𝐻. Определим максимальное, минимальное напряжения и 𝜎 пр 35 𝜎 𝑚𝑎𝑥 = 𝑃 𝑚𝑎𝑥 𝑓 ш = 54075 3,8 ∙ 10 −4 = 142,3 МПа; где 𝑓 ш – площадь поперечного сечения штанг. 𝜎 𝑚𝑖𝑛 = 𝑃 𝑚𝑖𝑛 𝑓 ш = 40799 3,8 ∙ 10 −4 = 107,4 МПа; Для выбора материала штанг определяют 𝜎 пр 𝜎 пр = √𝜎 𝑎 ∙ 𝜎 𝑚𝑎𝑥 = √17,45 ∙ 142,3 = 49,8 МПа; где 𝜎 𝑎 = 𝜎 𝑚𝑎𝑥 −𝜎 𝑚𝑖𝑛 2 = 17,45. По данным условиям выбираем штанги из ст.40 𝜎 пр.доп = 70 Мпа для некоррозионных условий. Коэффициент запаса прочности штанг по пределу текучести составит 𝜂 = 𝜎 т 𝜎 𝑚𝑎𝑥 = 320 142,3 = 2,25 Определим необходимое число качаний при использовании стандартного диаметра плунжера с соответствующей длиной хода (для 4-го режима это будет насос диаметром 32 мм.) 𝑛 = 𝑛 р 𝐷 р 𝐷 ст = 10,81 3,9 3,2 = 13,17 5. Кинематический анализ привода штангового насоса методом планов. Кинематический анализ – это исследование движения звеньев механизма без учета сил, вызывающих данное движение. При проведение кинематического анализа данного механизма решаются следующие задачи: 36 определение положений звеньев, которые они занимают при работе механизма, а также построение траекторий движения отдельных точек механизма; определение скоростей характерных точек механизма и определение угловых скоростей его звеньев; определение ускорений отдельных точек механизма и угловых ускорений его звеньев. Для проведения кинематического анализа механизма будет использован графический метод проведения анализа. Необходимо методом планов (план скоростей, план ускорений) определить скорости точек, угловые скорости звеньев, ускорения точек и угловые ускорения звеньев. Исходные данные механизма. Длинна кривошипа: 𝑙 1 = 715 мм. Длинна шатуна: 𝑙 2 = 1790 мм. Длинна балансира: 𝑙 3 = 3000 мм. Длинна переднего плеча балансира равна длине заднего плеча: 𝑙 4 = 150 мм. Угловая скорость кривошипа ω 1 = 36,63 рад с ⁄ Определение размеров звеньев в соответствии с масштабом 𝜇 𝑙 = 20 мм/мм. l 𝐴𝐵 = [𝑙 1 ]/𝜇 𝑙 = 715 /20 = 35,75 мм ; l 𝐵𝐶 = [𝑙 2 ]/𝜇 𝑙 = 1790/20 = 89.5 мм ; l 𝐶𝐷 = l 𝐷𝐸 = [ 𝑙 3 2 ] /𝜇 𝑙 = 1500/20 = 75 мм ; 37 5.1. Построение плана механизма методом засечек. 38 5.2. Определение линейных скоростей характерных точек механизма методом плана скоростей. Определение угловых скоростей звеньев механизма. Исходными данными для этой задачи являются параметры механизма (l AB =37,75 мм, l BC =89,5 мм, l СD = l DЕ =75 мм), кинематическая схема в рабочем положении, угловая скорость ω 1 = 36,63 рад с ⁄ кривошипа 1. Требуется определить скорости заданных точек V B , V C , V D , V E , угловые скорости ω 2 , ω 3 , ω 4 Сложное движение представляется двумя простыми: переносное и относительное. 𝑉 𝐵 = 𝑉 𝐴 + 𝑉 𝐵𝐴 ; V A =0; так как точка неподвижна и закреплена в опоре. 𝑉 𝐵 = 𝑉 𝐵𝐴 = ω 1 ∙ 𝑙 𝐴𝐵 = 1.383 м с - линейная скорость точки B. 𝑉 𝐵𝐴 ⊥ 𝐴𝐵; Полюс плана скоростей 𝑝 𝑣 – такая точка, скорость в которой равна нулю. План скоростей – графико-аналитический метод, позволяющий определить линейные скорости точек и угловые скорости звеньев плоского механизма. Масштабный коэффициент позволяет изображать физические величины на планах и преобразовывать отрезки на плане в физические величины. 𝜇 𝑣 = 𝑉 𝐵 𝑝 𝑣 𝑏 ⁄ = 0,02 м 𝑐 мм ; 𝑝 𝑣 𝑏 = 𝑉 𝐵 𝜇 𝑣 ⁄ = 69,15 мм ; Представляем движение шатуна 2 вместе с точкой B поступательным переносным движением и относительным вращательным движением относительно точки B. 39 𝑉 𝐶 = 𝑉 𝐵 + 𝑉 𝐶/𝐵 𝑉 𝐶 = 𝑉 𝐷 + 𝑉 𝐶/𝐷 Графическое решение системы дает точку c на плане скоростей. 𝑏𝑐 = 76.48; 𝑝 𝑣 с = 98.91 мм; 𝑉 𝐶/𝐵 = bc ∙ 𝜇 𝑣 = 1.529 м с ; 𝑉 𝐶 = 𝑝 𝑣 с ∙ 𝜇 𝑣 = 1.978 м с - линейная скорость точки C. ω 2 = 𝑉 𝐶/𝐵 𝑙 𝐵𝐶 ⁄ = 17 рад с ⁄ – угловая скорость второго звена. 𝑉 𝐶 = 𝑉 𝐸 т. к. длины плеч балансира равны. 𝑝 𝑣 е = 98.91мм; Построим на плане 𝑝 𝑣 е = 98.91мм перпендикулярно EC, но в обратном направлении cd. 𝑉 𝐸 = 𝑝 𝑣 𝑒 ∙ 𝜇 𝑣 = 1.978 м с - линейная скорость точки E. ω 3 = 𝑉 𝐶 𝑙 𝐶𝐷 ⁄ = 26.5 рад с ⁄ – угловая скорость третьего звена; Для определения направления угловой скорости воспользуемся вектором относительной скорости. Например, для определения направления ω 2 используем вектор относительной скорости 𝑉 𝐶/𝐵 Таблица 1. Скорость Значение 𝑉 𝐵 1.383 𝑉 𝐶 1.978 𝑉 𝐸 1.978 ω 1 36.63 ω 2 17 ω 3 26.5 40 На плане скоростей определяем направление этого вектора. В основу берем правило сложения векторов. Переносим вектор скорости 𝑉 𝐶𝐵 в точку С и относительно точки B этот вектор 𝑏𝑐 покажет направление вращения. Аналогично для ω 3 Сводная таблица линейных и угловых скоростей механизма (Таб.1). 41 5.3. Определение линейных ускорений характерных точек механизма методом плана ускорений. Определение угловых ускорений звеньев механизма. Исходными данными для этой задачи являются параметры механизма (l AB =35,75 мм, l BC =89,5 мм, l СD =75 мм, l СE =75 мм), кинематическая схема в рабочем положении, угловая скорость ω1 = 36,63 рад с ⁄ кривошипа 1. Также известными данными являются скоростные характеристики, найденные из плана скоростей. Определить : a B , a C , a D , a E, ε 2 , ε 3 , ε 4 𝑎 𝐴 = 0; 𝑎 𝐷 = 0 так как точки неподвижны и закреплены в опоре. Движение кривошипа представляется составляющими - вместе с точкой A – поступательным, вращательным относительным вокруг точки A. 𝑎 𝐵 = 𝑎 𝐴 + 𝑎 𝐵𝐴 𝑛 + 𝑎 𝐵𝐴 𝜏 ; 𝑎 𝐵𝐴 𝑛 = 𝜔 1 2 ∙ 𝑙 𝐴𝐵 ; 𝑎 𝐵𝐴 𝑛 ∥ 𝐴𝐵 (направление от B к A). 𝑎 𝐵𝐴 𝜏 = 𝜀 1 ∙ 𝑙 𝐴𝐵 = 0 ; (так как 𝜔 1 = 𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡). Таким образом, 𝑎 𝐵 = 𝑎 𝐵𝐴 𝑛 = 50,65 м с 2 - линейное ускорение точки B. Полюс плана скоростей 𝑝 𝑎 – такая точка, ускорение в которой равно нулю. План ускорений – графико-аналитический метод, позволяющий определить линейные ускорения точек и угловые ускорения звеньев плоского механизма. 42 Выберем масштабный коэффициент для плана ускорений механизма. Масштабный коэффициент 𝜇 𝑎 позволяет изображать физические величины на планах и преобразовывать отрезки на плане в физические величины. 𝜇 𝑎 = 𝑎 𝐵 𝑝 𝑎 𝑏 ⁄ = 1 м с2 мм ; 𝑝 𝑎 𝑏 = 𝑎 𝐵 𝜇 𝑎 ⁄ = 50,65 мм; Для определения ускорения точки C находим нормальное ускорение 𝑎 𝐶/𝐵 𝑛 , 𝑎 𝐶/𝐷 𝑛 , строим их и на пересечении перпендикуляров к ним нахом точку С. 𝑎 𝐶/𝐵 𝑛 = 𝜔 2 2 ∙ 𝑙 𝐵𝐶 ; 𝑎 𝐶𝐵 𝑛 ∥ 𝐶𝐵 (направление от C к B). 𝑎 𝐶/𝐵 𝜏 ⊥ 𝐶𝐵; 𝑎 𝐶/𝐵 𝑛 = 25.87 м с 2 , из плана ускорений находим 𝑎 𝐶/𝐵 𝜏 = 95.27 м с 2 𝑎 𝐶/𝐷 𝑛 = 𝜔 3 2 ∙ 𝑙 𝐵𝐷 ; 𝑎 𝐶/𝐷 𝑛 ∥ 𝐶𝐷 (направление от C к D). 𝑎 𝐶/𝐷 𝜏 ⊥ 𝐶𝐷; 𝑎 𝐶/𝐷 𝑛 = 52.67 м с 2 , из плана ускорений находим 𝑎 𝐶/𝐷 𝜏 = 11.27 м с 2 𝑎 𝐶 = 𝜇 𝑎 ∙ 𝑝 𝑎 𝑐 = 53.86 м с 2 - линейное ускорение точки C. линейное ускорение точки Е равно линейному ускорению точки C, но на плане ускорений направленно в другую сторону. Определим угловые ускорения звеньев механизма. 𝜀 2 = 𝑎 𝐶/𝐵 𝜏 𝑙 𝐵𝐶 ⁄ = 1060 рад с 2 ⁄ ; 43 𝜀 3 = 𝑎 𝑐/𝑑 𝜏 𝑙 𝑐𝑑 ⁄ = 150.3 рад с 2 ⁄ ; Для определения направления углового ускорения воспользуемся вектором относительного касательного ускорения. Например, для определения направления 𝜀 2 используем вектор относительного ускорения 𝑎 𝐶𝐵 𝜏 На плане ускорений определяем направление этого вектора. В основу берем правило сложения векторов. Переносим вектор скорости 𝑎 𝐶𝐵 𝜏 в точку С и относительно точки B этот вектор 𝑏𝑐 покажет направление вращения. Аналогично для 𝜀 3 Сводная таблица линейных и угловых скоростей механизма (Таб.1). Таблица 1. Ускорение Значение 𝑎 𝐵 50.65 𝑎 𝐶 53.86 𝑎 Е 53.86 𝜀 1 36,63 𝜀 2 1060 𝜀 3 150.3 |