Расчет бурового насоса

Аналогично рассчитывается сечение штока на выносливость по резьбе, но при определении напряжения рmax принимают силу Рpp, учитывающую крутящий момент от затяжки гайки. Величины коэффициентов KD и подбирают по справочникам.

В насосах одностороннего действия штоки нагружаются переменными сжимающими силами, действующими по пульсационному циклу. Среднее напряжение сжатия этого цикла m равно средней амплитуде напряжений а=мах/2.

Коэффициент запаса прочности по выносливости

. (15)

Значения коэффициентов запаса прочности по выносливости должны быть не менее 1,2.

Расчет штоков на продольную устойчивость. При гибкости штока =lш/imin105 расчет ведут по формуле Эйлера и принимают, что концы штока закреплены шарнирно.

Наименьший радиус инерции штока imin (в м) определяют из выражения

, (16)

где I = d4 /64 -- момент инерции, м4.

Гибкость штока = lш/imin , где lш -- длина штока поршня, м.

Критическая сила сжатия штока Ркр = 2Е1/i2ш, где Е -- модуль упругости материала штока, Па.

Коэффициент запаса устойчивости

 (17)

При гибкости lш/imin <105 коэффициент запаса устойчивости определяется из выражения п=кр/смах, где кр -- критическое напряжение сжатия (в Па): кр --335--0,6 для углеродистых сталей и кр = 470--2,3 для сталей с содержанием никеля 5 %. Коэффициент запаса устойчивости в существующих конструкциях колеблется в пределах 2--4.

Составные штоки рассчитываются путем добавления к длине штока поршня эквивалентной длины штока ползуна lэ=lшпх(d/d1)2 где lшп -- длина штока ползуна; d1-- его диаметр. Расчетная длина составного штока lР=lШ+lЭ.

При расчетах срока службы сменных быстроизнашивающихся деталей насоса (например, поршней, штоков поршней насосов двухстороннего действия и др.) они подвергаются воздействию (5--10) 105 циклов нагрузки, что соответствует сроку их службы, в 50--100 раз меньшему, чем расчетный технический ресурс насоса.

Расчет клапанов. Основные размеры клапанов зависят от подачи и числа двойных ходов поршня насоса, а высота его подъема определяется скоростью потока жидкости в клапанной щели. Если размеры клапана и его гидравлическое сопротивление рассчитаны неправильно, то при его закрытии появляется характерный стук, который принимают за критерий правильности выбора размеров клапана для заданных условий работы.

В качестве критерия, характеризующего степень опасности возникновения стука, принимают отношение площади опорной и уплотнительной поверхностей тарели клапана к площади верхней поверхности клапана

Рисунок 13 - Расчетная схема клапана

(18)

где DK и D0 --диаметры клапана и отверстия седла, м; -- угол наклона образующей конической посадочной поверхности клапана (рисунок 13). Для клапанов буровых насосов принимают = 30--60°.

Если kст>0,5 при работе на воде или kст >0,4 при перекачке вязких растворов, то стука клапанов не возникает. В современных буровых насосах большой мощности, развивающих высокие давления, клапаны имеют хорошо развитые опорные и уплотняющие поверхности и параметр kCT обычно выше этих пределов и клапаны при нормальных условиях всасывания закрываются без стука.

Так как из условий взаимозаменяемости размеры всасывающих и нагнетательных клапанов выбирают одинаковыми, рассчитывают размеры только всасывающего клапана.

Площадь проходного сечения седла клапана So (в м2)

(19)

где Dp -- расчетный диаметр поршня насоса, м, обычно Dp = 0,7--0,8 Dmax; -- угловая скорость коренного вала насоса, с-1; R -- радиус кривошипа коренного вала, м; 0max-- наибольшая скорость потока в отверстии седла, м/с

0max =(1-1,25) р0,12н-0,3,

где рн -- давление на выходе насоса, Па.

Максимальную скорость потока в отверстии седла всасывающего клапана при работе с подпором 0,05--0,1 МПа принимают равной 4 м/с, а при работе с подпором 0,2--0,3 МПа --6-7 м/с.

Диаметр отверстия седла клапана Do (в м)

, (20)

где kос -- коэффициент уменьшения площади отверстия седла. Для седел с ребрами kос=0,7--0,75, без ребер kос=1,0.

Наибольшая высота подъема всасывающего клапана hmax (в м)

. (21)

Для нормальных условий всасывания расчетную высоту подъема клапана hmax можно определять из выражения

. (22)

Диаметр тарели клапана Dk (в м)

 , (23)

где -- коэффициент расхода, определяемый по графику (рисунок 14); представлен зависимостью от безразмерного параметра , равного отношению площади выходного сечения щели клапана lhp к площади проходного сечения седла клапана So (l -- длина щели); р -- плотность раствора, кг/м3; рк -- избыточное давление жидкости под открытым всасывающим клапаном, Па; рк принимают равным не менее 0,05 МПа, так как клапаны буровых насосов не рассчитывают на самовсасывание при уровне жидкости ниже оси цилиндров насоса.

Для конического тарельчатого клапана бурового насоса

(24)

Поскольку площадь выходного сечения щели клапана lhp и параметр неизвестны, сначала задаются значением параметра = 0,2--0,3, а затем расчет уточняют по принятым размерам.

Открытый клапан находится в равновесии в потоке протекающей через него жидкости

S0pk=GK+PПР, (25)

где Gк -- вес клапана, Н; Pпр -- нагрузка на пружину при открытом клапане, Н

PПР=S0pk-Gk.

Диаметр проволоки пружины рассчитывается по формуле

, (26)

где Dcp-- средний диаметр витка пружины, м; i -- число рабочих витков пружины; G -- модуль упругости при сдвиге, равный 8-Ю4 МПа; У -- деформация пружины, м (выбирается так, чтобы сила сжатия пружины, действующая на закрытый клапан, составляла 80--85 % от силы, действующей на открытый). Высота подъема клапана обычно ограничена до 1,5 hp. Экспериментально установлено, что при диаметре поршня 130--180 мм высота подъема нагнетательного клапана составила 13--28 мм, а всасывающего 10--25 мм. Приведенный расчет является приблизительным, поэтому окончательные размеры клапанов, нагрузка на них и высота всасывания должны быть проверены при испытаниях насосов.

Необходимая проекция площади опорной поверхности тарели на плоскость, перпендикулярную к оси клапана, определяется по допускаемым удельным нагрузкам, так, чтобы в пределах DK размещалось эластичное уплотнение шириной 15--25 мм. Площадь опорной поверхности соприкосновения тарели клапана S0K с седлом (в м2)

Рисунок 14- Зависимость коэффициента расхода клапана от безразмерного параметра

 , (27)

где z -- число ребер седла; остальные обозначения на

рисунке 13.

Сила, действующая на тарель закрытого клапана Рк (в Н)

PK = pH D2/4. (28)

Удельная нагрузка на опорную поверхность седла рс (в Н/м2):

рс = Рк/S0К.

Для закаленных опорных поверхностей клапана допускаются удельные нагрузки до 80 МН/м2.

Ширина эластичной поверхности уплотнения bу=(0,65--0,8) bк (см. рисунок 13). В насосах высокого давления клапан одновременно должен садиться своей плоской частью на ребра седла. В клапанах эластичный элемент стремятся изготовлять более широким и жестким. Толщину тарели Т клапана выбирают из конструктивных соображений. Тарель клапана рассчитывают на прочность и выносливость как пластину радиуса dТ/2, свободно опертую по краям и нагруженную равномерно распределенной нагрузкой, действующей по пульсационному циклу.

Момент изгиба тарели клапана Мт (в Н•м) определяется выражением

, (29)

где рpi -- расчетное давление, Па; -- коэффициент Пуассона, для стали =0,3.

Максимальное напряжение изгиба тарели при опрессовке Иmax (в Па)

,

где т -- предел текучести материала тарели, Па, а коэффициент запаса прочности sT=т/Иmax должен быть 3.

Коэффициент запаса прочности по выносливости

, (30)

где а -- средняя амплитуда напряжений цикла, равная сред-
нему напряжению: а =m = в max /2; в max = - максимальное напряжение изгиба при циклическом нагружении, Па; Т -- толщина тарели клапана, м; -1огр -- ограниченный предел выносливости изгиба при пульсационном цикле. Па. Коэффициент запаса прочности по выносливости nа=1,3--1,6; остальные величины известны.

Для тарелей клапанов, садящихся на ребра седла, толщина диска тарели может быть уменьшена в 1,5--2 раза.

ЛИТЕРАТУРА

1. Баграмов Р. А. Буровые машины и комплексы: Учебник для вузов. - М.: Недра, 1988. - 501 с.

2. Аваков В. А. Расчеты бурового оборудования. - М.: Недра, 1973. - 400 с.

3. Бабаев С. Г. Надежность и долговечность бурового оборудования. - М.: Недра, 1974 - 184 с.

4. Бубнов А. А. Ремонт бурового оборудования в конторе бурения. - М.: Недра, 1964. - 200 с.

5. Ильский А. Л. и др. Расчет и конструирование бурового оборудования: Учебное пособие для вузов. - М.: Недра, 1985. - 452 с.

6. Литвинов В. М. Повышение надежности нефтепромысловых насосов. М.: Недра, 1978. - 191 с.

7. Мелинов М. М. И др. Ремонт бурового оборудования. - Баку.: Государственное научно - техническое издательство нефтяной и горно-топливной литературы., Азербайджанское отделение, 1951. - 216 с.

8. Мкртыган Я. С. Повышение эффективности эксплуатации буровых насосных установок. - М.: Недра, 1984. - 207 с.

9. Николич А. С. Поршневые буровые насосы. - М.: Недра, 1973. -

224 с.

10. Элияшевский И. В. и др. Типовые задачи и расчеты в бурении: Учебное пособие для нефтяных техникумов. - М.: Недра, 1974. - 503 с.

11. Авербух Б. А. и др. Ремонт и монтаж бурового и нефтегазопромыслового оборудования. - М.: Недра, 1976. - 368 с.

12. Газарян Г.С., П.В.Куцын. Безопасность ведения буровых работ. - М.: Недра, 1967, - 260

Размещено на Allbest.ru