Расчет бурового насоса

Выбор типа и числа буровых насосов производится на основании расчётов расхода и гидравлических потерь давления в циркуляционной системе для бурения заданной скважины. Если расчётные данные ниже параметров комплектующего насоса буровой установки, то он пригоден для бурения проектируемой скважины. Если расчетные данные выше, то насос следует подбирать по его параметрам.

Расчет гидравлической мощности насоса см. здесь .

Теоретическая подача поршневого двухцилиндрового насоса двойного действия

(12.150)

(12.151)

В приведенных формулах: F — площадь поперечного сечения поршня (или плунжера), м2; ƒ — площадь сечения штока, м2; n — число двойных ходов (частота вращения коленчатого вала насоса), мин-1; S — ход поршня или плунжера, м; m — число плунжеров.

Действительная (фактическая) подача насоса

где η₀=0,85-0,95 -объемный к.п.д. насоса, учитывающий утечки жидкости через зазоры в уплотнителях клапанов, поршней, штоков, наличие воздуха или газа в скважине и др.

Максимальное усилие, действующее на поршень при сжатии, определяется по формуле:

(12.153)

где k= 1,15-1,2 -коэффициент запаса, учитывающий вероятность превышения давления в случае несработки предохранительного клапана насоса; Р_н(max) — максимальное возможное давление насоса. МПа; F — площадь поршня (м2), при которой развивается максимальное давление; η_уг=0,96-0,98 — коэффициент уплотнения штока и поршня.

Напряжения сжатия в теле штока определяется из уравнения:

(12.154)

Запас прочности на сжатие по пределу текучести:

(12.155)

После расчета на сжатие и растяжение штоки бурового насоса рассчитывают на продольную устойчивость по критическим напряжениям. С этой целью определяется гибкость штока:

(12.156)

где l — длина штока; i — радиус инерции сечения штока

(12.157)

Обычно λ≥105. При гибкости λ формулах (12.150) и ( 12.154 ).

Примем для поршневого насоса двухстороннего действия число камер k=4, формула (12.154) будет иметь вид:

(12.162)

Для трехпоршневых насосов ( при k=3) одностороннего действия

(12.163)

При расчете диаметра плунжера

(12.164)

Расчетное значение D округляют до ближайшего по ряду диаметров плунжеров, после чего уточняют ход плунжера.

В формуле (12.157): z — число цилиндров насоса; η’₀=0,85-0,95 — объемный к.п.д. насоса.

Значения k_s выбирают в зависимости от частоты вращения коренного вала насоса

Источник статьи: http://www.drillings.ru/burnas2

Коэффициент заполнения бурового насоса на примере унб-600

Бурение скважин сопряжено с выходом огромного количества породы (шлама), которая забивает колонну, оседая в обратном направлении. Для исключения подобных препятствий в трубу заливают буровую жидкость, создавая циркуляционное вращение в колонне. Шлам остается во взвешенной среде, постепенно поднимаясь на поверхность и освобождая скважину. Расчет коэффициента заполнения бурового насоса призван определить расход бурового раствора и мощность насосов.

Что такое буровой насос УНБ 600

Оборудование используется в новых и работающих скважинах, для нагнетания буровых растворов в колонну. Разрушенная долотом порода имеет высокую плотность. Масса стремится вернуться в нижние слои скважины. Помывочную жидкость закачивают в полость колонны и нагнетают давление. Циркуляционный буровой насос создает завихрения, оставляя шлам в подвешенном состоянии. Вихри выносят куски породы к верхним слоям и постепенно выводят к раструбу слива.

Жидкая среда охлаждает долото и другие элементы. Агрегат постоянно нагнетает среду, создавая давление до 10-20 Мпа. При мощности 60 кВт подача достигает 65 кубометров в час.

Применяют для разрыва пласта, закачивания воды, очистки газовых и нефтяных скважин.

Расчет подачи бурового насоса унб-600

Рассчитать расход по ходам:

1. Определяя расход промывочного состава, при условии выхода шлама из колонны на поверхность, учитывая минимальное наружное сечение трубы скважинной колонны, применяют следующую формулу:

• где Q – величина минимальной подачи бурового насоса (расход промывочной среды) куб/м в сек.;
• dc – внутренний диаметр колонны м;
• dn – наружное сечение бурильной трубы м;
• Vкр – скорость циркуляции среды в кольцевом пространстве, м/с.

Скорость циркуляции насоса унб 600 напрямую зависит от показателя кинематической вязкости, которую находят по формуле:

ν = µ / ρ, где:

• µ — динамическая вязкость, Па·с,
• ρ — плотность среды, кг/м³.

1. Расчет производительности бурового насоса при условии очистки забоя колонны:

Источник статьи: http://makipa.ru/stati/nasosy-obshhaya/koefficient-zapolneniya-burovogo-nasosa-na-primere-unb-600/

Клуб студентов «Технарь». Уникальный сайт с дипломами и курсовыми для технарей.

Все разделы / Нефтяная промышленность /

Расчетная часть-Расчет бурового насоса УНБ-600-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Тип работы: Диплом и связанное с ним
Форматы файлов: Microsoft Word

Описание:
Расчетная часть-Расчет бурового насоса УНБ-600: Определение подачи насоса, Определение мощности насоса и его привода, Расчет штока, Расчет цилиндровой втулки-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Комментарии: 3.РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

3.1. Определение подачи насоса

Определяем площадь сечения поршня

Определяем площадь сечения штока

Определение теоретической подачи

где z – число цилиндров насоса;
S – длина хода поршня, м;
n – число двойных ходов штока в мин.;
Fп – площадь сечения поршня, м2;
fшт – площадь сечения штока поршня, м2.

Qт = 2∙0.4∙65∙((2∙0.031 – 0.0038)/60) = 0,05 м3/с

Находим коэффициент вредного пространства

где Vвр — объем вредного пространства, дм3;

Fп – площадь сечения поршня, дм2;
S – длина хода поршня, дм.

Коэффициент заполнения цилиндров находится по формуле

где Кв – коэффициент вредного пространства;
 — коэффициент объемного содержания газа в цилиндре,  = 0.1.

Коэффициент, учитывающий влияние сжимаемости перекачиваемой жидкости находится по формуле

где Кв – коэффициент вредного пространства;
 — сжимаемость жидкости при повышении давления на 1 кГ/см2,  = 5∙10-5;
Р – давление нагнетания насоса, кГ/см2.

Определяем объемный коэффициент полезного действия

где о1 – коэффициент заполнения цилиндров;
о2 – коэффициент, учитывающий утечку жидкости из цилиндра через зазоры в цилиндро-поршневой паре, уплотнениях штоков, клапанах, прокладках и других местах, о2 = 0.98;
о3 — коэффициент, учитывающий влияние сжимаемости перекачиваемой жидкости.

Действительная подача насоса находится по формуле

где о – объемный коэффициент полезного действия;
Qт – теоретическая подача насоса.

3.2 Определение мощности насоса и его привода

Определение гидравлической мощности насоса при наибольшей подаче

где Q – объемная подача, л/с;
P – давление на выходе, Па.

Определение мощности насоса

где ηнас – коэффициент полезного действия насоса.

Мощность двигателя к насосу выбирается с некоторым запасом для обеспечения работы насоса с кратковременными перегрузками и преодоления сопротивлений в трансмиссии

где тр – коэффициент полезного действия трансмиссии, тр = 0.89.

Nдв = 625∙(1/0.89 + 0.075) = 749 кВт

Вычисляем максимальную высоту подъема тарелки клапана из соотношения

где n – число двойных ходов, ходов/мин.

Определение усилия пружины клапана

где Нкл – величина гидростатического напора, Нкл = 3 м.вод.ст.;
dс – диаметр седла клапана, м;
Gкл – вес тарелки клапана, кГ;
 — объемный вес перекачиваемой жидкости,  = 1.2 кГ/м3.

Р = (3∙3.14∙0.1462∙1200/4) – 8.3 = 52 Кг

Постоянная пружины находится по формуле

где Р – усилие пружины клапана, кГ;
Ро – наименьшее усилие пружины, кГ;
hmax – максимальная высота подъема тарелки клапана, мм;

Зная максимальную высоту подъема тарелки клапана и гидростатическую нагрузку на клапан определяем диаметр клапана

где Fп – площадь поршня, м2;
r – радиус кривошипа, м;
w – частота вращения коренного вала, рад/с;
hmax – наибольшая высота подъема тарелки клапана, м;
m – угол наклона образующей посадочной поверхности тарелки;
 — коэффициент расхода через щель клапана;
g — ускорение свободного падения, g = 9.81 м/с2;
Нкл – гидростатическая нагрузка на клапан, м вод. ст.

Рис. 3.1. Расчетная схема клапана

Отношение площади опорной и уплотнительной поверхности тарели клапана к площади верхней поверхности клапана

где Dk — диаметр клапана, м;
Dо — диаметр отверстия седла, м;
 — угол наклона образующей конической посадочной поверхности клапана.

к¬ст = (0.2222 — 0.1452)/0.1452∙cos 30 = 1.55

Момент изгиба тарели клапана

где Ppi — расчетное давление, Па;
 — коэффициент Пуассона, =0.3.

Мт = 26∙106∙0.1452∙(3+0.3)/64 = 2.819∙104 Н∙м

Максимальное напряжение изгиба тарели

и_мах = 6∙2.819∙104/0.032 = 1.879∙108 Па

Коэффициент запаса прочности

Sт = т/и_мах = 850∙106/187.9∙106 = 4.52 (3.19)

Коэффициент запаса прочности по выносливости

3.2 Определение высоты всасывания

Располагаемый напор при давлении в цилиндре 0.01 кГ/см2 соответствующему 0.1 м столба жидкости, равен

где ро – атмосферное давление, м ст. жидкости;
рх – напор в цилиндре насоса, м ст. жидкости;
Нt – давление паров жидкости в цилиндре насоса, м ст. жидкости.

Нвс = 7.7 – 0.1 – 0.62 = 6.98 м ст. жидкости

Инерционные потери массы жидкости во всасывающей линии (включающей в себя цилиндр бесштоковой части) составляют

где Fп – площадь сечения поршня, м;
r – радиус кривошипа, м;
w – частота вращения коренного вала, рад/с;
L – длина всасывающего трубопровода, м;
g – ускорение свободного падения, м/c2;
f – площадь сечения штока, м.

Потери в системе со штоковой частью насоса

Напор жидкости, расходуемый на инерционное сопротивление всасывающего клапана равен

где Fп – площадь сечения поршня, м;
r – радиус кривошипа, м;
w – частота вращения коренного вала, рад/с;
G – вес тарелки клапана, кГ;
g – ускорение свободного падения, м/c2;
fс – площадь сечения седла клапана, м;
 — удельный вес жидкости, кГ/м3.

Величины инерционных потерь на разгон жидкости, на страгивание всасывающего клапана равны

где hин1 – инерционные потери массы жидкости во всасывающей линии (включающей в себя цилиндр бесштоковой полости, м;
hин.кл – напор жидкости расходуемый на инерционное сопротивление всасывающего клапана, м.

Определяем гидравлические потери.
Местные потери равны

где  — коэффициент сопротивления для ламинарного режима течения жидкости;
v – скорость течения жидкости, м/с;
g – ускорение свободного падения, м/с2.

Потери на трение жидкости в трубопроводе

где В – вязкость раствора;
LT – длина всасывающего трубопровода, м;
v – скорость течения жидкости, м/с.

где v – скорость жидкости, м/с;
g – ускорение свободного падения, м/с2.

Гидравлическое сопротивление всасывающего клапана равно

где рх – давление паров жидкости в цилиндре насоса, кГ/м2;
fк – площадь клапана, м2;
fc – площадь седла, м2;
G – вес тарелки клапана, кГ;
P – усилие пружины, кГ;
 — удельный вес раствора, кГ/м3.

Геометрическая высота всасывания насоса равна

где Нвс – напор при давлении в цилиндре, м ст. жидкости;
hин.общ – величины инерционных потерь на разгон жидкости и на страгивание всасывающего клапана, м ст. жидкости;
hг.п – гидравлические потери, м ст. жидкости.

hг = 6,98 – 4,92 – (0.69 + 0.043 + 0.05 + 3.07) = -1.8 м

Из расчета следует, что насосу требуется подпор 1.8 м, что обусловлено в основном инерционным сопротивлением массы жидкости в трубопроводе, останавливающейся и вновь приходящей в движение. Поэтому для повышения высоты всасывания необходимо включить в систему всасывающего трубопровода пневматический компенсатор. Это обеспечит непрерывное движение жидкости в трубопроводе при остановке поршня в мертвом положении. Инерционные потери в этом случае возникнут лишь на участке от всасывающего компенсатора до поршня, LT = 0.5 м. Они будут равны

В этом случае геометрическая высота всасывания насоса будет равна

hг = 6,98 – (0.29 + 0,84) – (0.69 + 0.043 + 0.05 + 3.07) = 2 м

Рис. 3.2. Расчетная схема поршень — шток:
1 — поршень; 2 — шток поршня; 3 — уплотнитель штока; 4 — шток ползуна; 5 — ползун

Площадь поперечного сечения штока

Ршр=∙Ррi∙((D2 — d2)/4 +D∙L1∙ + kc∙d∙L2∙), (3.31)

где Рpi — давление жидкости на поршень, Па;
D — диаметр поршня, м;
L1 — длина уплотнения поршня, м;
L2 — длина уплотнения сальника, м;
 — коэффициент трения между резиной и металлом уплотнений поршня и штока, =0.1;
kc – коэффициент среднего давления уплотнения на шток, kc = 0.15.

Ршp = 3.14∙26000000∙((0.132 — 0.072)/4 + 0.13∙0.055∙0.1 + +0.15∙0.07∙0.135∙0.1) = 3.15∙105 Н
Сила сжимающая шток

Ршc=∙Ррi∙((D2/4 +D∙L1∙ — kc∙d∙L2∙) = =3.14∙26000000∙(0.132/4+0.19∙0.055∙0.1 + 0.15∙0.07∙0.135∙0.1) = 4.42∙105 Н (3.32)

Максимальные напряжения растяжения

р_мах = Ршр/f = 3.15∙105/0.0038 = 8.289∙107 Па (3.33)

Максимальные напряжения сжатия

с_мах = Ршс/f = 4.42∙105/0.0038 = 11.63∙107 Па (3.34)

Коэффициент запаса прочности по текучести

где т — предел текучести материала штока, Па.

Расчет гладкой части штока на выносливость
Среднее напряжение цикла

m = ( с_мах — р_мах)/2 = (11.63∙107 — 8.289∙107)/2 = =1.67∙107 Па (3.36)

а = с_мах — m = 116.3∙106 — 16.7∙106 =9.96∙107 Па (3.37)

Коэффициент запаса прочности по выносливости гладкой части штока

где -1с — предел выносливости на сжатие на воздухе при симметричном цикле, Па;
KD — коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на предел выносливости, KD = 2 ;
 — коэффициент, характеризующий влияние ассиметрии цикла на предельную его амплитуду,  = 0.1.

na = 0.8∙350∙106/(9.96∙107∙2+0.1∙1.67∙107) = 1.29

Расчет сечения штока по наименьшему диаметру на растяжение
Сила растяжения создаваемая при затяжке гайки

где кз — коэффициент затяжки, кз = 2;
х — коэффициент нагрузки, х = 0.25.

Т = 2∙(1 — 0.25)∙3.15∙105 = 4.725∙105 Н

Растягивающая сила в сечении резьбы штока

Ррр = Т+х∙Ршр = 4.725∙105+0.25∙3.15∙105 =5.513∙105 Н (3.40)

Крутящий момент от силы затяжки гайки

где  — коэффициент, учитывающий трение в резьбе,  = 0.1;
do — внутренний диаметр резьбы штока, м.

Мг = 0.1∙0.058∙4.725∙105 = 2740.5 Н∙м

Напряжение растяжения в сечении резьбы штока

р = 4∙Ррр/∙do2 = 4∙5.513∙105/3.14∙0.0582 =2.087∙108 Па (3.42)

Касательное напряжение в сечении резьбы штока

р = Мг/0.2∙do3 = 2740.5/0.2∙0.0583 =7.023∙107 Па (3.43)

Эквивалентное напряжение при растяжении

эр =  р2+3∙р2 =  (2.087∙108)2 +3∙(7.023∙107)2 = 2.416∙108 Па (3.44)

Коэффициент запаса прочности по текучести в сечении резьбы

Sт = т/эр = 850∙106/241.6∙106 = 3.52 (3.45)

Расчет сечения штока на выносливость по резьбе
Среднее напряжение цикла

m = ( с_мах — Ррр/f)/2 = (11.63∙107 — 5.513∙105/0.0038)/2 =
= -1.439∙107 Па (3.46)

а = с_мах — m = 116.3∙106 — (-14.39∙106) = 130.7∙106 Па (3.47)

Коэффициент запаса прочности по выносливости в сечении резьбы штока

где -1с — предел выносливости на сжатие на воздухе при симметричном цикле, Па; KD — коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на предел выносливости, KD = 2 ;
 — коэффициент, характеризующий влияние ассиметрии цикла на предельную его амплитуду,  = 0.1.

na = 0.8∙350∙106/(130.7∙106∙2+0.1∙(-14.39∙106)) = 1.08

Расчет штока на продольную устойчивость
Момент инерции

J = ∙d4/64 = 3.14∙0.074/64 = 1.18∙10-6 м4 (3.49)

Наименьший радиус инерции штока

imin =  J/f =  1.18∙10-6/0.0038 = 0.018 м (3.50)

Эквивалентная длина штока ползуна

где Lшп — длина штока ползуна, м;
d1 — диаметр штока ползуна, м.

Lр = Lш + Lэ = 1.390+0.247 = 1.637 м (3.52)

 = Lp/imin = 1.637/0.018 = 93.526 (3.53)

Критическая сила сжатия определяется по формуле Эйлера

где Е — модуль упругости материала штока, Па.

Ркр = 3.142∙2.1∙1011∙1.18∙10-6/1.6372 = 1.492∙106 Н

Коэффициент запаса устойчивости

n = Ркр/Ршс = 1.492∙106/4.42∙105 = 3.38 (3.55)

3.4. Расчет цилиндровой втулки

Вероятное расчетное давление для расчетов на статическую прочность

где Рн — рабочее давление насоса, Па;
кп — коэффициент, учитывающий вероятность превышения испытательного давления над наиболшим рабочим, кп = 1.7.

Вероятное расчетное давление для расчетов на выносливость

Ррв = Рн∙кв = 26∙106∙1.35 = 35.1∙106 Па (3.57)

Эквивалентное напряжение для расчета на прочность

где r — внутренний радиус втулки, м;
 — толщина стенки, м;
с — наибольший допустимый износ, м.

эп = 44.2∙106∙0.075/(0.05 — 0.003) = 70.5∙106 Па

Эквивалентное напряжение для расчета на выносливость

эв = Ррв∙r/( — с) = 35.1∙106∙0.075/(0.05 — 0.003) =
= 56∙106 Па (3.59)

Среднее напряжение цикла и средняя амплитуда цикла

где  — коэффициент неравномерности давления насоса,  = 0.9.

m = а = (56∙106 – 56∙106∙0.9)/2 = 2.8∙106 Па

Коэффициент запаса статической прочности

S = т/эп = 850∙106/70.5∙106 = 12.06 (3.61)

Коэффициент запаса прочности по выносливости

na = 0.8∙-1с/(a∙KD+∙m) =
= 0.8∙350∙106/(2.8∙106∙5+0.2∙2.8∙106) = 19.23 (3.62)

Размер файла: 90,3 Кбайт
Фаил: (.rar)

Источник статьи: http://c-stud.ru/work_html/look_full.html?id=176856&razdel=290