Author: Снарев А.И.
Tags: отрасли горной промышленности по виду добываемых минералов, руд, нерудных ископаемых общие вопросы горного дела оборудование учебное пособие нефтегазовое производство
ISBN: 978-5-9729-0025-1
Year: 2010
Text
А.И. СНАРЕВ
РАСЧЕТЫ МАШИН
И ОБОРУДОВАНИЯ
ДЛЯ ДОБЫЧИ
НЕФТИ И ГАЗА
Учебно-практическое пособие
Инфра-Инженерия
Москва
2010
УДК 622.323.002.5
ББК 33.131я73
С53
Рецензенты: зав.каф. нефтегазового оборудования Альме-
тьевского госуд. нефтян. института, канд. техн, наук, профессор
К.И. Архипов; гл.механик ОАО "Самаранефтегаз" С.В. Солошенко
Снарев А. И.
С 53 Расчеты машин и оборудования для добычи нефти и
газа: учеб, практ. пособ. / А.И. Снарев. - изд. 3-е, доп. -
Москва: Инфра-Инженерия, 2010. - 232 с.: ил.
ISBN 978-5-9729-0025-1
Дана теория и рассмотрены задачи по расчету и выбору машин
и оборудования для добычи нефти и газа фонтанным способом,
установками ЭЦН, штанговыми глубинными насосами, а также при
закачке воды, горячей воды и пара в пласт, при гидроразрыве пла-
ста, при термокислотной обработке пласта. Приведен расчет се-
параторов на прочность.
Рекомендуется для студентов, обучающихся по соответствую-
щим специальностям и выполняющих практические задачи, кур-
совые и дипломные проекты, а также для инженерно-технических
работников нефтегазодобывающих предприятий.
© А.И.Снарев, автор, 2010
© Издательство «Инфра-Инженерия», 2010
ISBN 978-5-9729-0025-1
ВВЕДЕНИЕ
Использование в нефтегазодобывающей промышленности разно-
образного оборудования вызвало необходимость расширения и углуб-
ления знаний в области расчета и обоснованного выбора этой техники
при фонтанном, электроцентробежном, погружном и штанговом сква-
жс^нном способах добычи.
Интенсивность притока пластовой жидкости в скважину обу-
славливается прежде всего давлением в пласте, которое по мере из-
влечения пластовой жидкости или газа падает. Следовательно, для
интенсификации притока жидкости и газа необходимо поддерживать
пластовое давление.
Метод поддержания пластового давления (ППД) путем законтур-
ного или внутриконтурного нагнетания воды в пласт и базирующийся
на нем метод комплексной разработки месторождений, впервые
предложенный группой советских ученых во главе с А.П. Крыловым,
позволил интенсифицировать добычу нефти и резко увеличить неф-
теотдачу пластов.
Для этого необходимо, чтобы, с одной стороны, фильтрационная
характеристика коллектора стала лучше, а с другой - чтобы вязкость
жидкости в пласте стала меньше.
Кроме того, для увеличения нефтеотдачи необходимо снизить
поверхностное натяжение пластовой жидкости в зоне контакта с гор-
ной породой. Отсюда и методы воздействия на пласт:
- поддержание пластового давления путем закачки в пласт жид-
кости или газа;
- гидроразрыв, кислотная обработка, взрывы (для увеличения
проницаемости пласта);
- нагрев в пласте, поджог пластовой жидкости (для снижения ее
вязкости);
- обработка жидкости в пласте химическими реагентами (для
снижения ее поверхностного натяжения).
Автор надеется, что сжатое изложение теории, примеры решения
задач по выбору оборудования позволят студентам и инженерно-
з
техническим работникам успешно освоить технику и технологию добы-
чи нефти и газа, воздействие на пласт, сбор и подготовку нефти и газа.
1. РАСЧЕТ ОБОРУДОВАНИЯ
ПРИ ФОНТАННО-КОМПРЕССОРНОЙ
ЭКСПЛУАТАЦИИ СКВАЖИН
1.1. РАСЧЕТ УСИЛИЙ, ДЕЙСТВУЮЩИХ
НА ФЛАНЦЕВОЕ СОЕДИНЕНИЕ ФОНТАННОЙ АРМАТУРЫ
При фланцевом соединении деталей арматуры уплотнение осу-
ществляется в основном металлическим кольцом овального или
восьмиугольного сечения.
Усилие, действующее на кольцо, не должно приводить к его ос-
таточным деформациям.
В одном из вариантов сборки фланца прокладочное кольцо со-
прикасается с канавками фланцев по их внутреннему и внешнему
скосам. Уплотнение происходит за счет упругой деформации кольца
и фланцев в месте соприкосновения (рис. 1.1).
Рис. 1.1. Схема фланцевого соединения
При расчете фланца определяются усилия обжатия, рабочее уси-
лие при повышении в арматуре давления, усилия от разности темпе-
ратур фланца и стягивающих шпилек при перекачке горячей среды и
усилие от веса боковых отводящих труб, присоединенных к арматуре.
4
Для обеспечения герметичности стыка прокладка должна быть
предварительно обжата для устранения неплотности прижатия под
определенным давлением. Необходимое усилие обжатия [6]
Робж ~fiDCp Ьэф Уобэю > (1*0
где Dcp - средний диаметр прокладки; Ьэф - эффективная, т.е. суммар-
ная, ширина контакта прокладки с канавкой фланца (для прокладок
овального и восьмиугольного сечений Ьэф = b/4); уобж -давление на
прокладку для ее обжатия (для мягкой меди уобж = 160 МПа; для мяг-
кой стали - 250 МПа; для стали типа 15Х5М - 350 МПа; для стали
12Х18Н9Т-400 МПа [6].
Давление обжатия на прокладку должно быть меньше допускае-
мого [6, табл.4]:
Уобэю < [#]•
Усилие Лксп, действующее при эксплуатации, учитывает дейст-
вие давления Рдав, разжимающего фланцы; остаточное усилие затяж-
ки ДРзат, которое должно быть достаточным для уплотнения соедине-
ния; влияние температуры горячей перекачиваемой среды Pt; влия-
ние веса отводящих манифольдов Рм [22, 25]:
Лксп = Лав+ А^зат + Л+ЗРм > (1-2)
где усилие от действия давления и остаточного усилия затяжки опре-
деляется по формуле
Рдав + АРзат = ^Рр + nDcp Ьэф тРр. (1.3)
Здесь Рр - давление в арматуре; т - прокладочный коэффициент, за-
висящий от упругих свойств материала прокладки (для резины т =
1,2; для паронита т = 1,6; для меди т = 2,4; для мягкой стали т = 2,7;
для хромоникелевой стали т = 3,2 [6, табл.4]).
В случае работы арматуры с паром или газом или смесью жид-
кости и газа в формулу подставляют 2т.
5
При перекачке горячей среды металл арматуры нагревается
больше, а шпильки - меньше, так как у них лучше условия охлажде-
ния.
Считая фланцы жесткими, а шпильки и прокладку упругими, оп-
ределяют дополнительную нагрузку [25]:
Еш1/ш EnpZfnp
где А/ - разность температур фланца и шпилек, °C; Иш - длина растя-
гиваемой части шпилек; а - коэффициент теплового расширения ма-
териала шпилек (для стали а = 1,11- 10’4 1/°С); hp - рабочая высота
прокладки; Еш, Епр - модули упругости материала шпильки и про-
кладки;^- площадь поперечного сечения шпильки;/ф- площадь по-
перечного (горизонтального) сечения прокладки.
Рабочая высота прокладки
Лр = hn - 0,22Е, (1.5)
где R - радиус закругления прокладки. Усилие в шпильках от веса
отводящих труб манифольда
р„= D'P+D™, (1.6)
2
где Мизг - суммарный изгибающий момент от веса деталей манифоль-
да; Ршп - диаметр окружности крепления шпильками
За расчетное усилие Ррас принимается большее из Робж и Рэксп
Усилие на наиболее нагруженную шпильку определяется по формуле
Ррас
Рш= — , (1.7)
6
где Ррас - большее усилие из Робж и Рэксп.; и - количество шпилек.
Напряжение в шпильке
Рш °Т
= L - 7 > С-8)
где/ц - площадь поперечного сечения шпильки по внутреннему диа-
метру резьбы; 7 - коэффициент запаса, г/ = 1,25-1,6.
Допускаемый момент затяжки шпильки ключом [6]
Мл = (0,04-0,07) от , (1.9)
где d - наружный диаметр резьбы шпильки; <эт - предел текучести
материала шпильки.
Расчетный момент затяжки шпильки
Л/клр = 0,055 ст Z (1.10)
Задача 1. Рассчитать усилие обжатия и эксплуатационное усилие,
действующее на фланец фонтанной арматуры с прокладкой овально-
го сечения из стали 12Х18Н9Т. Выбрать диаметр шпилек фланца ис-
ходя из рассчитанных усилий, материала ст. 30 (от= 300 МПа) и оп-
ределить момент затяжки шпилек.
Исходные данные
Диаметр фланца 175 мм
Условный диаметр прохода 50 мм
Внутренний диаметр прокладки 85 мм
Высота прокладки 12 мм
Ширина прокладки 6 мм
Диаметр окружности крепления шпильками 135 мм
Рабочее давление 35 МПа
Температура добываемой жидкости 30 °C
Количество шпилек 6
Рабочая высота шпильки 45 мм
Высота профиля резьбы шпильки 1,5 мм
7
Решение. Усилие обжатия фланца определим по формуле (1.1).
Для прокладки из ст. 12Х18Н9Т q Обж=400 МПа. Средний диаметр
прокладки
D ср = 85 + b = 91 мм;
b 6
Ьэф = 4 = 4= 1.5 ММ,
тогда
^обж= 3,14 • 91 • 1,5- 10 -400- 106 = 171,4 кН.
Для определения эксплуатационного усилия воспользуемся фор-
мулой (1.2), так как температура добываемой жидкости не превышает
30 °C, а данные по весу отводящих труб манифольда отсутствуют.
Используем лишь первые два члена формулы (1.2), т.е. определим
усилие от рабочего давления и остаточного усилия затяжки (w=3,2):
Ржсп =Рдав +ДР.ат= 0,785- 912 -10 - 35- 10 6 +
+ 3,14-91-1,5-10 -3,2-35-10 6 = 227520 + 48004 = 275,5 кН.
За расчетное усилие принимаем большее из рассчитанных Рэксп.
Усилие на наиболее нагруженную шпильку определим по
формуле (1.7):
275524
Рш=-у-=45,9 кН.
Диаметр шпильки определим из соотношения (1.8), приняв ко-
эффициент запаса Т| = 1,5:
, рш 45920 1,5 . 2
^ш~от 300-106 ~ 23010 м-
Отсюда диаметр шпильки по впадине резьбы
б/'=7230/0,785 =17,1 мм.
Выберем диаметр шпильки
d = сГ +2 h р= 17,1 + 21,5 = 20,1 мм = 20 мм.
8
Напряжение в шпильке
45920 6
0Ш = 227 10-6 =202’3 10 Н/М’
где площадь поперечного сечения шпильки по впадине резьбы
/ш =0,785(20 - 2-1,5) 2=227 мм2.
Допустимый момент затяжки шпильки по формуле (1.9)
= 0,06 -300 -10 б-20 3 -10 -9 = 144 Н-м.
Расчетный момент затяжки по формуле (1.10)
Л/Клр= 0,055-202- 10 6 • 203-10-’=89 Н-м.
Задача 2, По условиям предыдущей задачи рассчитать усилие
обжатия и эксплуатационное усилие, действующее на фланец фон-
танной арматуры с прокладкой из мягкой стали при нагнетании в
скважину горячей воды и пара.
Выбрать материал для шпилек исходя из рассчитанных усилий и
определить момент затяжки шпилек.
Исходные данные
Рабочее давление 12 МПа
Температура закачиваемой смеси 300 °C
Диаметр шпилек 18 мм
Вес части манифольда, приходящейся на фланец 2000 Н
Расстояние до центра тяжести части манифольда 2 м
Решение. Усилие обжатия фланца определим по формуле (1.1).
Для прокладки из мягкой стали q обж= 250 МПа. Из предыдущей за-
дачи Dcp= 91 мм, Ъ Эф= 1,5 мм:
Робж = 3,14 -91- 1,5- 106250 10 6= 107,2 кН.
Усилие от рабочего давления и остаточного усилия затяжки оп-
ределим по формуле (1.3) при т=2,7-2 = 5,4:
PWB+ ДРзат = 0,785-912 10 •612Ю6 + 3,14-91- 1,5- 10~6-5,4- 12-
10 6 = 78007 + 27774 = 105,8 кН.
9
Нагрузку от разности температур фланца и шпилек определим по
формуле (1.4), причем разность температур в начале прогрева при
300 °C составит 20 °C [25].
По условию длина растягиваемой части шпилек h ш = 45 мм.
Рабочая высота прокладки h р = 12-2 = 10 мм, площадь попе-
речного сечения прокладки
/пр = 0,785- (972 - 852) = 1714 мм2.
Площадь поперечного сечения шпильки
/ш = 0,785- 18 2 = 254,3 мм2,
тогда
р __20-45-10'3 -0,11-10^=
' ~ 45-10~3 10-Ю'3
2,1-10" -6-254,3-10'6 2,1-10" -1714-Ю'6
=------Т10'7 ,0=69,7 КН.
1,14 -10" 0+ 0,28 10" 0
Нагрузку от веса части манифольда определим по формуле (1.6).
Момент от веса манифольда
М изг = 2000 • 2= 4000 Н м.
По условию предыдущей задачи
D шп =135 мм;
4000-2
Рм=(91 + 135)-10’3 “35’4кН-
Эксплуатационное усилие по формуле (1.2)
Рэксп=Ю5,8 + 69,7 +3 -35,4 = 281,7 кН.
За расчетное усилие принимаем большее из рассчитанных (Рэксп
И Робж)'
Усилие на наиболее нагруженную шпильку определим по
формуле (1.7):
ю
/*0.=^ = 46,9 кН.
Напряжение в шпильке определим по формуле (1.8):
/ш = 0,785(18 - 3) 2 = 176,6 мм 2;
Ош = 46,900 Л = 265,8 • 106 Н/м2.
176,6-10-6
Выбираем материал шпилек по табл. 1 [6]. Это сталь 35, а т =
360 МПа. Коэффициент запаса
П = 360/266 = 1,35,
что допустимо.
Допустимый момент затяжки шпильки по формуле (1.9)
Мы = 0,06 -360 -106 18310’9= 126 Нм.
Расчетный момент затяжки по формуле (1.10)
М клр = 0,06-266 -106 -183-10’9= 85,3 Н-м.
Варианты контрольных заданий к задачам 1,2 приведены в табл. 1.1.
Таблица 1.1
Варианты контрольных заданий к задачам 1,2
Номер варианта
Параметры фланца 1,2 3,4 5,6 7,8 9, 10 И, 12 13, 14 15, 16 17, 18 19, 20
Л* 160 175 195 210 220 245 260 270 290 310
! 2 40 50 50 65 65 80 80 80 100 100
^пр вн, ММ 70 85 90 100 105 120 130 130 140 145
^прокл, ММ Ю; 12 12; 14 12; 14 14 16; 14 16 16 16; 18 20; 18 20
^прок, ММ 5; 6 5; 6 7; 7 6; 7 8; 7 7; 9 8; 9 9; 8 9; 9 9; 8
-^болт, ММ 115 135 140 150 160 175 190 195 200 205
11
Окончание табл. 1.1
Номер варианта
^раб» МПа 50; 45 40; 35 30; 25 25 20; 15 15; 20 20; 18 16; 20 15;18 16; 17
Г,°C 300 280 260 240 250 230 220 210 200 190
^шпилек 10; 8 10; 8 10; 8 8; 6 8; 6 8; 6 8; 6 8; 6 8; 6 8; 6
^шп р, ММ 40 45 45 50 50 55 55 60 60 65
^шпил, ММ 16 17 18 19 20 22 22 23 24 24
Рманиф, н 1500 2000 2500 2500 3000 3000 3500 4000 4500 4500
^маниф, М 2,0 2,5 3,0 3,0 3,5 3,5 4,0 4,0 4,5 4,5
1.2. РАСЧЕТ НАСОСНО-КОМПРЕССОРНЫХ ТРУБ
ПРИ ФОНТАННО-КОМПРЕССОРНОЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ СКВАЖИН
1.2.1. ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ НКТ
В соответствии с ГОСТ 633-80 [8] для эксплуатации нефтяных и
газовых скважин применяются стальные бесшовные насосно-компрес-
сорные трубы следующих типов:
- трубы гладкие и муфты к ним с треугольной резьбой с углом при
вершине 60° (табл. 1.2). Эти трубы изготавливаются с шагом резьбы
2,540 мм (10 ниток на 1 дюйм) и 3,175 мм (8 ниток на 1 дюйм). Соот-
ветственно высота профиля резьбы //составляет 1,412 мм и 1,810 мм;
- трубы с высаженными наружу концами и муфты к ним также с тре-
угольной резьбой с углом при вершине 60° (табл. 1.3);
- гладкие высокогерметичные трубы (НКМ) с трапецеидальной
резьбой и муфты к ним (табл. 1.4);
- насосно-компрессорные безмуфтовые трубы (НКБ) с высажен-
ными наружу концами с трапецеидальной резьбой (табл. 15).
Масса 1 п. м (см. табл. 1.2 - 1.5) рассчитана для трубы длиной 8 м с
учетом массы муфты.
12
Трубы гладкие с треугольной резьбой
Таблица 1.2
Услов- ный диаметр трубы Наруж- ный диаметр D, мм Толщи- на стен- ки 8, мм Наружный диаметр муфты £>м, мм Масса 1п.м, кг/м Высота резьбы h, мм Длина резьбы до основной плоскости L, мм
33 33,4 3,5 423 2,65 1,412 16,3
42 42£ 3,5 523 337 » 19,3
48 483 4,0 55,9 4,46 » 223
60 60,3 5,0 73,0 6,96 » 293
73 73,0 5,5; 7,0 88,9 9,5; 11,7 » 403
89 88,9 6,5 108,0 13,65 » 473
102 101,6 6,5 120,6 15,76 1,81 493
114 114,3 7,0 132,1 19,1 » 523
Таблица 1.3
Трубы с высаженными наружу концами
с треугольной резьбой
Услов- ный диаметр трубы Наруж- ный диаметр D, мм Толщина стенки S, мм Наружный диаметр муфты DM, мм Масса 1 П.М., кг/м Высота резьбы А, мм Длина резьбы с пол- ным профи- лем L, мм Наружный диаметр высажен- ной части DB
27 26,7 3,0 42,2 1,86 1,412 16,3 33,4
33 33,4 3,5 48,3 2,68 « 19,3 37,3
42 42,2 3,5 55,9 3,41 « 22,3 46,0
48 48,3 4,0 63,5 4,55 « 24,3 53,2
60 60,3 5,0 77,8 7,08 1,81 37,3 65,9
73 73,0 5,5/ 7,0 93,2 9,66/ 11,86 « 41,3 78,3
89 88,9 6,5/ 8,0 114,3 13,9/ 16,7 « 47,3 95,2
102 101,6 6,5 127,0 16,0 « 51,3 108,0
114 114,3 7,0 141,3 19,5 « 54,3 120,0
13
Трубы НКМ с трапецеидальной резьбой
Таблица 1.4
Услов- ный диаметр трубы Наружный диаметр D, мм Толщина стенки 8, мм Наруж- ный диаметр муфты DMf мм Масса 1 п.м, кг/м Высота резьбы h, мм Длина резьбы с полным профилем Z, мм Внутрен- ний диа- метр резьбы в основ- ной плос- кости dRH
60 60,3 5,0 73,0 7,02 120 48 57,925
73 73,0 5,5/7,0 93,2 9,66/ 11,86 « 48 70,625
89 88,9 6,5/8,0 108,0 13,7/ 16,5 « 58 86,500
102 101,6 6,5 120,6 15,84 « 58 99,200
114 114,3 7,0 132,1 19,42 1,60 72 111,100
Таблица 1.5
Трубы НКБ с трапецеидальной резьбой
Услов- ный диаметр трубы Наруж- ный диаметр £>, мм Толщина стенки 8, мм Наруж- ный диаметр муфты Г)м, мм Масса 1 п.м, кг/м Высота резьбы Л, мм Длина резьбы с пол- ным профи- лем L, мм Внутрен- ний диаметр резьбы в основной плоское- ти«7вн
60 60,3 5,0 71,0 7,02 1,20 44 62,267
73 73,0 5,5/7,0 84/86 9,5/ 11,72 « 49 75,267
89 88,9 6,5/8,0 102/104 13,6/ 16,46 « 49 91,267
102 101,6 6,5 116 15,7 « 49 104,267
114 114,3 7,0 130 19,1 1,60 49 117,267
Для труб с другой длиной (исполнения А) следует пользоваться
данными ГОСТ 633-80.
14
Трубы и муфты должны изготавливаться из стали одной и той же
группы прочности [8]. Механические свойства труб и муфт в соответ-
ствии с ГОСТ 633-80, переведенные в систему СИ, представлены в
табл. 1.6.
Таблица 1.6
Механические свойства НКТ групп прочности стали
Наименования показателей д К Е Л М Р
Временное сопро- тивление ов, МПа 655 687 689 758 823 1000
Предел текучести от. МПа 379 491 552 654 724 930
Относительное удлинение S5, % 14,3 12,0 13,0 12,3 и,з 9,5
1.2.2. РАСЧЕТ НКТ ПРИ ФОНТАННОЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ СКВАЖИН
Диаметр НКТ при фонтанном и компрессорном способах экс-
плуатации скважин должен обеспечить заданный отбор жидкости в
течение всего периода эксплуатации скважины выбранным способом.
Оптимальный внутренний диаметр лифта, мм, может быть опре-
делен по формуле [2]
d=l 88 М^-з1----------- n , п
\Р1-Ру \pgL-(Px-Py) (1-П)
где р - плотность газожидкостной смеси, кг/м3; L - глубина спуска
подъемных труб, м; Р\ - принимается как давление на забое для фон-
танных скважин ; как пусковое давление для газлифтных скважин, Па;
Ру - давление на устье, Па; Q* - дебит добываемой жидкости, м3/сут.
После вычисления диаметра по формуле (1.11) выбирают по
табл. 1.2, 1.3 ближайший больший стандартный диаметр НКТ. Если
колонна имеет ступенчатую конструкцию, то в этом случае 1-я
(нижняя) секция должна состоять из труб ближайшего к расчетному
диаметра, а верхние секции - из труб большего диаметра или более
высокой группы прочности.
15
Расчет насосно-компрессорных труб на прочность при фонтанной
эксплуатации скважин следует проводить на страгивающую нагрузку в
резьбовом соединении, на предельную нагрузку в опасном сечении и на
внутреннее давление.
На страгивающую нагрузку рассчитываются гладкие НКТ с тре-
угольной резьбой и высокогерметичные трубы НКМ с трапецеидаль-
ной резьбой, так как наиболее слабым сечением у этих труб является
резьбовое соединение. Наиболее часто употребляется формула Ф. И.
Яковлева
*DcpbaT
Рстр=---D----------> (112)
X+71^ct^a+(p^
где b=d-hp - толщина тела трубы под резьбой в основной плоскости; hp-
высота профиля резьбы; D^d+b - средний диаметр тела трубы под резь-
бой; d- внутренний диаметр трубы; rj=b/(()+b) - поправка Шумилова;
а - угол наклона несущей поверхности резьбы к оси трубы; (р - угол
трения в резьбе (ср =7°- 9°); Lp - длина резьбы с полным профилем;
ат - предел текучести материала трубы.
На предельную нагрузку труба рассчитывается по основному телу.
Очевидно, что наряду с расчетом на страгивающую нагрузку такому
расчету, в первую очередь, следует подвергать НКТ с высаженными на-
ружу концами с треугольной резьбой и НКБ с трапецеидальной резьбой:
Pnp=^(D2p-d2)aT , (1.13)
где Dp- диаметр резьбы в основной плоскости по впадине витков для
гладких НКТ или диаметр наружный основного тела НКТ для труб с
высаженными наружу концами и НКБ .
Наименьшая из двух (страгивающая и предельная) нагрузок при-
нимается за расчетную, и определяется допустимая глубина спуска
данной трубы с заданным коэффициентом запаса, м:
16
_ Р рас
'тр ~ ’
(1-14)
где Ррас- расчетная нагрузка; q - масса 1 п.м трубы с учетом муфт и
высаженной части; п - коэффициент запаса, п= 1,25-1,3; g -
ускорение свободного падения, g = 9,81 м/с2.
При расчете 2-й и последующих секций за Ррас принимается раз-
ность текущего и предыдущего значений нагрузки. Например: для
3-й секции
/^рас--^стр 3 “^нкт 2.
Расчет на внутреннее давление производится на допустимое дав-
ление исходя из прочности и геометрических параметров трубы по
формуле Барлоу:
где д - толщина основного тела трубы; [<тг] =0/1] - допустимое зна-
чение предела текучести (по ГОСТ 633-80, л/=1,25; по другим источни-
кам q= 1,35- 1,5); DH - наружный диаметр основного тела трубы.
Необходимо также в случае установки пакера определить факти-
ческое внутреннее давление, Па, определяемое высотой столба жид-
кости и буферным давлением в трубах :
Рф=^трх-рж-ё+рбуф, (1.16)
где Lmp\ - длины секций НКТ; /?ж - плотность жидкости; g= 9,81 м/с2.
Рассчитанная ступенчатая колонна НКТ должна проходить как по условиям
прочности на растяжение, так и по внутреннему давлению.
Задача 3. Исходя из условий прочности НКТ на разрыв в опасном
сечении, на страгивающие нагрузки в резьбовом соединении и на
внутреннее давление определить глубину спуска секций колонны
гладких насосно-компрессорных труб с треугольной резьбой из стали
групп прочности «Д», «К» общей длиной 2900 м для фонтанирующей
17
скважины глубиной 3000 м, с дебитом 25 м3 /сут., имеющей обсадную
колонну диаметром 146X7,7 мм. Давление на забое - 23,6 МПа, на
устье - 3 МПа, плотность газожидкостной среды - 830 кг/м3. При рас-
чете пренебрегаем потерей веса колонны труб в жидкости, так как
уровень жидкости в межтрубном пространстве при установке пакера
во время работы может быть оттеснен до башмака колонны труб.
Решение. Определим внутренний диаметр НКТ по формуле (1.11)
при заданных условиях (L=2900 м, Р1=23,6 106Па, Ру=3106Па, р=830
кг/м3):
J 1ОО 830-2900 25-9,81-2900
а = 1884 ----------- • з-------------------------
W23,6-3)106 V 830-9,81-2900-(23,6-ЗДО6
Ближайший больший внутренний диаметр имеют НКТ 48x4 мм.
Примем за 1-ю секцию гладкие НКТ 48x4 из стали группы прочности
«Д» (от =380 МПа).
Страгивающую нагрузку определим по формуле (1.12), недостаю-
щие данные - по табл. 1.2. Найдем
b = $-^=4 — 1,41=2,6 мм;
d = D - 28= 48— 8 = 40 мм;
Z)CD = d + b = 40 + 2,6 = 42,6 мм;
up ’ ’ ’
L= 22,3 мм;
„ = 2,6 — = 0,394.
” 4,0 4-2,6
ctg (а + <р) = ctg69 = 0,384;
, _ 3,14-42,6-Ю'3-2,6-Ю’3 -380-Ю6 м
—--------------------*----------— 1 13,3 КП.
1 + 0,394 42,6'10 0,384
2-22-103
Предельную нагрузку определим по формуле (1.13):
РПр = 0,785 [(48 - 24,41 )2-402] • 106• 380 • 106 = 131,9 кН.
18
Выбрав страгивающую нагрузку за расчетную как наименьшую,
определим допустимую глубину спуска секции НКТ по формуле (1.14):
Z™, =------Ц5Д----= 2030 м
1 4,46 1,3 9,81
Поскольку 2030 м < 2900 м, для верхней секции берем боль-
ший размер:
НКТ 60X5 мм; ^=6,96 кг/м; £=29,3; =1,41 мм.
Находим
/>=5,0-1,41 =3,59 мм;
</=60,3-2-5 = 50,3 мм;
£>ср= 50,3+ 3,59 = 53,9 мм;
3 59
71 = 5?Й9 = °’418; ctg69 = °’384;
о 3,14-53,9-3,59-380
Pctpi =—----------------= 201,2 HJ.
1 + 0,418 ’ -0,384
2-29,3
Предельная нагрузка
Р пр 2 = 0,785 [(60,3 - 2 -1,41)2 - 50,32] • 380 = 230,8 кН.
Так как и в этом случае Р пр2 > РСТр2, за расчетную нагрузку при-
нимаем Рстр2- Длина 2-й секции
£ _ ^стр2 ~ Рнкт\ _ 201200 — 88818 _
ТР2 q2”'g 6,96-1,3-9,81
где Рнкт1~Ртрг<Г&1 ~ 2030 • 4,46 • 9,81=88818 Н
Таким образом, суммарная длина колонны составит
2030 + 1266=3296 м > 2900 м. Ь2 = 2900 - Ц = 870 м.
Минимальный зазор с обсадной колонной составит
S = 146 - 2 • 7,7 - DM нкт = 130,6 - 73 = 57,6 мм.
Допустимое внутреннее давление для нижней трубы НКТ 48X4
мм (формула (1.15))
19
Р..=2Х:^,22МПа.
48 10 1,5
Определяем фактическое внутреннее давление трубы по формуле
(1.16) при плотности добываемой жидкости рж = 850 кг/м3; Ру = 3,0 МПа:
Рф = 2900-850-9,81 + 3,0 10б = 27,2-106 Н/м2= 27,2 МПа.
Рф< Рвн , следовательно, выбранная нами ступенчатая колонна
НКТ проходит как по условию прочности, так и по внутреннему давле-
нию для заданных условий скважины.
Задача 4. Определить глубину спуска ступенчатой колонны типа
НКБ с трапецеидальной резьбой из стали групп прочности «Д» для
фонтанирующей скважины глубиной 4500 м, имеющей эксплуатацион-
ную колонну диаметром 146x10,7 мм. При расчете пренебрегаем по-
терей веса колонны труб в жидкости, так как уровень жидкости в
межтрубном пространстве во время работы может быть оттеснен до
башмака колонны труб.
Решение. Предположим, что из условия пропускной способности
нижняя секция определена как НКБ 60x5 мм. Принимаем группу
прочности «Д» (от = 380 МПа) для нижней секции.
Определим страгивающую нагрузку по формуле (1.12). Внутрен-
ний диаметр d = D - 28 = 60,3 - 2-5 = 50,3 мм.
Толщина стенки под резьбой ниппеля
. d-d 62,267-50,3 r
b = —---=-----------= 6 мм;
2 2
Z)cp= 50,3 + 6 = 56,3 мм;
Л = 44мм; >7 = -4x7 = 0,363.
6 + 10,5
Угол а для трапецеидальной резьбы (ГОСТ 633-80)
a=90°-a1 = 90° -3° = 87°.
Угол трения (р^ 3°, так как при больших значениях ф ctg (a + ф)
будет отрицательный, и страгивающая нагрузка будет неоправданно
20
возрастать. Следовательно, ctg(a+(p)=O. Формула (1.12) преобразует-
ся для трапецеидальной резьбы:
P^tiD cpbar. (1.12’)
Тогда
„ 3,14-56,3-6-380
=------------------= 403062 Н-
1 + 0,363 ^-ctg9W
2-44 *
Для проверки определим страгивающую нагрузку относительно
муфтовой части трубы. Толщина стенки над резьбой муфтовой части
В расчетной плоскости муфты (Ь —3,06)/(44-13)=1 : 12 . Отсюда
b = 67,72/12 = 5,64; Dcp= DB-b = 71 - 5,64 = 65,36 мм.
По формуле (1.12’) страгивающая нагрузка для муфтовой части
Рстрм = 3,14 65,36 5,64 IO’3 1 0-3 -380 1 06 = 439849 Н,
что превышает Рстр для трубы.
Предельную нагрузку определим по основному телу трубы как
имеющую наименьшую толщину стенки по формуле (1.13):
Рпр= 0,785 (60,32 - 50,32) • 380 = 329919 Н.
Следовательно, за расчетную нагрузку следует принимать пре-
дельную как наименьшую.
Длина 1-й секции
т 329919
А, =----------= 3685 м.
трХ 7,02-1,3-9,81
Для второй секции используем НКБ 73x5,5 мм; группа прочности
«Д»; q = 9,5 кг/м.
Определим Рстр по формуле (1.12').
Находим внутренний диаметр: d = 73 - 2 5,5 = 62 мм.
Толщина стенки под резьбой ниппеля
21
D Cp = 62+ 6,63 = 68,63 мм;
Лтр2 =3,14- 68,63* 6,63-380 = 543212 Н.
Предельная нагрузка по основному телу трубы по формуле (1.3)
Рпр2 = 0,785 (732—622)- 380 = 442975 Н.
Следовательно, и для этой трубы расчетной будет предельная
нагрузка.
Длина 2-й секции
т Рпр2~РНкп 442975-253772 ....
mpl qng 9,5-1,3-9,81
Таким образом, суммарная длина колонны составит
L= 3685 + 1561 = 5246 м > 4500 м.
Минимальный зазор с обсадной колонной
5=146 - 2 • 10,7 - 84 = 40,6 мм.
Допустимое внутреннее давление для нижней трубы НКБ 60x5
мм (формула (1.15))
вн
25-1(Г2-380
60-10г2 1,5
=42,22 МПа.
Определяем фактическое внутреннее давление трубы по формуле
(1.16) при плотности добываемой жидкости рж = 900 кг/м3, Рбуф = 0,8
МПа:
Рф= 4500 -900 9,81 + 0,8 • 106 =(39,73+0,8) Ю6 Н/м2 = 40,53 МПа.
22
Л><Рвн, следовательно, выбранная нами ступенчатая колонна про-
ходит как по условию прочности, так и по внутреннему давлению для
заданных условий скважины.
1.3. НАСОСНО-КОМРЕССОРНЫЕ ТРУБЫ
С ЗАЩИТНЫМИ ПОКРЫТИЯМИ
Защитные покрытия наносятся на поверхность НКТ с целью пре-
дотвращения отложений в них парафина, солей и гипса, а также за-
щиты от коррозии внутренней поверхности труб. Кроме того, на-
блюдается снижение гидравлических сопротивлений протоку жидко-
сти на 20-25% [25].
Внутреннюю поверхность НКТ покрывают стеклом, эмалями,
эпоксидными или полиамидными смолами.
Покрытие стеклом обладает высокой теплостойкостью и доста-
точно прочно при небольших деформациях труб.
Основными недостатками остеклованных труб являются сле-
дующие:
1) образование микротрещин в стекле при покрытии им трубы. В
результате образуются очаги коррозии и местного отложения пара-
фина у трещин;
2) разрушение стекла при деформации труб. Причиной этого яв-
ляются различные модули упругости стали (0,21*106 МПа) и стекла
(0,057* 106 МПа). Вследствие этого при растяжении металла труб
тонкому слою стекла передаются большие усилия, нарушающие его
целостность. Это сказывается при больших глубинах подвески труб и
при их транспортировке.
Первый недостаток удается ликвидировать специальной техноло-
гией нанесения покрытия из стекла, заключающейся в том, что во
внутреннюю часть трубы, специально очищенную и подготовленную,
вставляется соответствующий стеклянный баллон с воздухом. При
нагреве трубы в индукционной печи воздух в баллоне растягивает и
23
плотно прижимает разогретое стекло к внутренней поверхности тру-
бы. При остывании трубы остается лишь обрезать по торцам высту-
пающие концы стеклянного баллона.
Чтобы не превышать напряжения в стекле выше допустимых, не-
обходимо соблюдать условие равенства относительных удлинений
стекла и металла труб [3]
ВСТ _ TTP
L ^ст Етр
Тогда допустимая нагрузка на остеклованные трубы
ОСТ — вст
? + F
СТ ' TP т~,
Ест]
(1-17)
где Рост ~ допустимая нагрузка на трубы, определенная по условию
сохранения прочности стекла; - предел прочности стекла; FCT - пло-
щадь поперечного сечения слоя стекла; - площадь поперечного се-
чения трубы; Ест, Е-ф - модули упругости стекла и труб соответственно.
При расчете остеклованных НКТ со спуском различного обору-
дования необходимо в соответствующих формулах вместо РСтр под-
ставлять Рост
Покрытие труб эпоксидными смолами и лаками также хорошо
защищает их от отложений парафина и солей. Эпоксидные смолы эл-
ластичнее стекла, и при деформации труб смола не трескается, одна-
ко температура применения покрытий из эпоксидных смол ограни-
чена 60 °C [25].
Эмалированные трубы обладают наиболее прочным покрытием,
высокой теплостойкостью, морозоустойчивостью и гладкой поверх-
ностью. Для защиты НКТ от агрессивных сред трубы должны покры-
ваться несколькими слоями эмали, поэтому технология нанесения
эмалей значительно сложнее технологии покрытия стеклом и эпок-
сидными смолами.
По износостойкости силикатные покрытия (эмали и стекла) пре-
восходят полимерные (смолы и лаки).
24
Термостойкость силикатных покрытий также значительно выше
полимерных и составляет 200-600 °C.
Общим недостатком всех покрытий является незащищенность
муфтового соединения труб. В этом месте рекомендуется устанавли-
вать эластичные полимерные проставки, перекрывающие незащи-
щенное место, или протекторные кольца, потенциал материала кото-
рых значительно ниже потенциала стали.
Задача 5. Рассчитать максимальную глубину спуска гладких ос-
теклованных НКТ 89X6,5 мм «Д» при фонтанно-компрессорной эксплуа-
тации скважин, если предел прочности стекла составляет 60 МПа.
Решение. Допустимую нагрузку на остеклованные трубы опреде-
лим по формуле (1.17), полагая, что по технологии изготовления сред-
няя толщина слоя стекла составляет 1 мм.
Тогда
7^=0,785 (892 - 762) • 10’6 =1,684 • 10’3 м2;
FCT=0,785 (762 - 742) • 10’6= 0,236 • 10'3 м2.
Допустимая нагрузка
р
л ост
• 10 3 =386 -103 н.
0 21 • 106
= 60-106 0,236 + 1,684 ’ (
0,057 10
Допустимая глубина спуска без учета облегчения в жидкости со-
ставит (формула (1.14))
т Р 386 103
LTP =----------=---------------= 2122 м,
п'Чосг'8 1,3-14,26-9,81
где <уост=13,65+0,236 10’3 2600 кг/м3 =14,26 кг/м.
Для сравнения страгивающая нагрузка для НКТ 89X6,5 «Д» соста-
вит (формула (1.12))
3,14-81,09-10^5 09-Ю-3-380-10-=430310Н
1 + 0,439-—— 0,384
2-47.3
где Ь= 6,5 - 1,41= 5,09 мм; d= 76 мм; ctg (а + (р) = 0,384;
25
^ср=76+5,09=81,09 мм;
5 09
л-47-3мм; ’ = Й7^ = 0'43’-
Допустимая глубина спуска по страгивающей нагрузке
LCTP = ----= 2472 м.
СТР q-n-g 13,65-9,81-1,3
Таким образом, покрытие из стекла уменьшает допустимую глуби-
ну спуска НКТ 89 мм на 350 м или приблизительно на 14%.
1.4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРА ШТУЦЕРА
ФОНТАННОЙ АРМАТУРЫ
Диаметр отверстия устьевого штуцера для фонтанных скважин с
большим газовым фактором определяется по эмпирической формуле
Г. Н. Газиева
d = 0,27^
(1-18)
где (р - опытный коэффициент, зависящий от величины газового фак-
тора (принимается <р= 1,0+1,2); £?г-дебит газа, м3/сут.; рг- плот-
ность газа, кг/м3; Ру - давление на устье скважины перед штуцером,
кгс/см2 (МПа); Рш - давление за штуцером, кгс/см2 (МПа).
Диаметр штуцера можно определить по формуле расхода жидко-
сти через насадку, если газовый фактор невелик или отсутствует:
Q = ^if42^H,
откуда
d =
^0,785 //72 g#
(1.19)
26
где Q - расход жидкости, м3/с; р=0,7-0,9 - коэффициент расхода, за-
висящий от плотности жидкости; f - площадь насадки, м2; g - ускоре-
ние свободного падения; Н- напор, м вод. ст.
Задача 6. Определить диаметр штуцера для фонтанирующей
скважины с газовым фактором 90 м3/т и дебитом 100 т/сут., если
рг=1,16 кг/м3, давление на устье 10 МПа, а давление в выкидной
линии должно быть 2 МПа.
Решение. Определим £>г=90-100=9000 м3/сут. По формуле (1.18)
найдем d:
J 1 9000 1,16-2
d = 0,27-1,1--------------=12,34 мм.
V 10
Задача 7. Найти диаметр штуцера для скважины с дебитом жид-
кости 200м3/сут., если давление на устье - 3,5 МПа, давление в боко-
вом выкиде -1,5 МПа.
Решение. Определим секундный расход жидкости:
200= 10.3 3
v 86400
Определим потери напора в штуцере:
Н = (ру -7^)100= (3,5-1,5)100= 200 м вод.ст.
Тогда диаметр отверстия штуцера определим по формуле (1.19):
. 2.31510-3 ... 1Л_3
d - , /--------f== = 7,67-10 м.
у 0,785-0,8-72-9,81-200
1.5. РАСЧЕТ НКТ ПРИ КОМПРЕССОРНОМ СПОСОБЕ
ЭКСПЛУАТАЦИИ СКВАЖИН.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПУСКОВОГО ДАВЛЕНИЯ
При компрессорном способе эксплуатации скважин применяются
две схемы эксплуатации - кольцевая и центральная.
27
При кольцевой схеме сжатый газ (воздух) подается в скважину в
кольцевое межтрубное пространство между обсадной колонной и
НКТ (в случае однорядного лифта) или в кольцевой зазор между дву-
мя концентрично спущенными рядами НКТ (при двухрядном подъ-
емнике).
Газожидкостная смесь из скважины поднимается по внутреннему ка-
налу НКТ или НКТ малого диаметра (в случае двухрядного подъемника).
При центральной схеме сжатый газ (воздух) нагнетается в сква-
жину в центральную колонну НКТ, а газожидкостная смесь поднима-
ется по кольцевому зазору между НКТ и обсадной колонной или ме-
жду двумя рядами НКТ (в случае двухрядного подъемника).
При компоновке однорядной колонны используют НКТ
диаметрами 48, 60, 73 и 89 мм; при компоновке двухрядной колонны
используют НКТ диаметрами 114, 102, 89 и 73 мм (первый наружный
ряд) и НКТ 73, 60, 48 мм (второй внутренний ряд) в сочетании 114 и
73 мм, 102 и 60 мм, 89 и 48 мм и в других сочетаниях.
Почти все газлифтные скважины работают по кольцевой схеме,
так как поперечное сечение кольцевого пространства, как правило,
больше сечения центральных труб и оптимальные условия работы по
центральной схеме достигаются только при больших дебитах. Кроме
того, при отложении парафина в кольцевом пространстве его механи-
ческое удаление с внутренних стенок обсадной колонны или первого
ряда НКТ весьма сложно и требует применения тепловых или хими-
ческих методов.
Подъемник представляет собой подвешенную в скважине конст-
рукцию из одной или двух концентричных колонн НКТ со свободными
или посаженными на пакер нижними концами. На колонну труб дейст-
вует осевая растягивающая нагрузка, определяемая весом труб:
б = (1.20)
28
где 4 - длина секций НКТ, м; qx - масса 1 п.м соответствующих сек-
ций, кг/м; g - ускорение свободного падения, м/с2; р - средний угол
отклонения ствола скважины от вертикали; п - число секций НКТ.
При испытании колонны на герметичность или установке гид-
равлического пакера осевую растягивающую нагрузку [2] определим
по формуле
Q = t^,gcoSfl + Pn F', (1.21)
/=1
где Рвн - избыточное внутреннее давление, Па; FB - площадь попе-
речного сечения внутреннего канала труб, м2.
Кроме того, в зависимости от принятой схемы эксплуатации и
конструкции подъемника на трубы действует внутреннее или наруж-
ное избыточное давление.
Наибольшее значение внутреннего давления наблюдается в мо-
мент пуска скважины и называется пусковым давлением Рп (в даль-
нейшем при работе скважины давление сжатого газа снижается и на-
зывается рабочим).
При пуске скважины внутреннее избыточное давление испыты-
вают трубы однорядного подъемника и трубы 2-го ряда двухрядного
подъемника при центральной схеме, а также трубы наружного (1-го)
ряда двухрядного подъемника при кольцевой схеме [2].
Значение избыточного внутреннего давления принимается сле-
дующим:
на участке 0< z <70 Рвн=Fn; (1.22)
на участке /0 <z <L Рт=Рп’(^1о)р^9
где z - расстояние до рассматриваемого сечения, м; Zo - уровень жид-
кости в скважине при максимальном пусковом давлении, м; Рп - мак-
симальное пусковое давление, Па; L - длина подъемных труб, м.
Воздействию наибольшего наружного избыточного давления
подвергаются трубы однорядного подъемника и НКТ внутреннего
(2-го) ряда двухрядного подъемника при кольцевой схеме. Наружное
29
избыточное давление Рни определяется по тем же формулам, что и
для внутреннего давления.
Пусковое давление Рп зависит от конструкции подъемника и оп-
ределяется [27] при кольцевой схеме по следующим формулам:
- для однорядного подъемника
- для двухрядного подъемника
р = pgh[----1
(1-23)
(1.24)
Пусковое давление при центральной схеме эксплуатации:
- для однорядного подъемника
D2
Р=п~БГ^'' (1-25)
- для двухрядного подъемника
D2
P"=PqhD2-d2 ’ О-26)
в 2
где р- плотность жидкости в скважине, кг/м3; h - глубина погруже-
ния колонны труб ниже статического уровня жидкости в скважине, м;
De - внутренний диаметр обсадной колонны, м; - средний диаметр
подъемных труб, м; d2 - средний диаметр внутреннего ряда труб при
двухрядном подъемнике.
Формула (1.26) совпадает с (1.25), так как пренебрежение толщи-
ной стенок первого ряда труб при работе двухрядного подъемника
при центральной схеме равноценно их отсутствию.
Для наклонных скважин со средним зенитным углом кривизны ft
формулы пускового давления получают поправку в виде множителя
cos Р [27].
Так, формула (1.23) будет иметь вид
30
p„= Pqh-^-cos Р. (1.27)
Если статический уровень жидкости совпадает с устьем скважи-
ны или если в процессе вытеснения столб негазированной жидкости в
подъемных трубах достигает устья, пусковое давление определяют по
формуле
P„^=pgLcosP, (1.28)
где L - глубина спуска колонны НКТ.
Очевидно, что наибольшие нагрузки и напряжения колонна
подъемных труб будет испытывать у устья скважины, так как здесь
действуют максимальные напряжения от веса колонны труб и от
внутреннего или наружного давления закачиваемого в скважину газа.
Правильно сконструированная колонна подъемных труб должна
удовлетворять условиям формул (1.1)-(1.4).
Осевое напряжение от веса колонны труб, Па,
Q
(1-29)
где Q - вес колонны труб, определяемый по формулам (1.20) или
(1.21); FK - площадь поперечного сечения тела трубы по впадине вит-
ков резьбы основной плоскости гладких труб или по основному телу
(У т
труб с высаженными концами. Должно быть & z - .
Тангенциальные напряжения от избыточного внутреннего давления
Р D
(1.30)
где Рвн - внутреннее избыточное давление, Па; D - наружный диа-
метр НКТ, м; S - толщина стенки трубы, м.
Условием прочности трубы при совместном действии растягивающей
нагрузки и внутреннего давления будет [26]
31
№+<f-aza, <^, (1.31)
W.
где сгт - предел текучести материала трубы соответствующей группы
прочности, МПа; «1>1,3 - коэффициент запаса.
При действии растягивающей осевой нагрузки и наружного дав-
ления на свободно подвешенную колонну условия прочности тела
трубы в соответствии с [2] описываются формулой
-^+1,15^
F 2S п,’
(1-32)
где Q - растягивающая нагрузка, Н; F - площадь поперечного сече-
ния тела трубы, м2; Рни- наружное избыточное давление, Па; D - на-
ружный диаметр труб, м; S - толщина стенки, м.
Задача 8. Рассчитать двухрядный компрессорный подъемник без
пакера при кольцевой схеме эксплуатации, если диаметр эксплуатаци-
онной колонны - 168x10,6 мм (внутренний диаметр 146,8); глубина
скважины - 3200 м; средний зенитный угол наклона скважины - 13°;
давление на забое - 21 МПа; давление на устье - 1,5 МПа; давление
компрессора - 12 МПа; предполагаемый отбор жидкости из скважины -
45 м3/сут; плотность жидкости в скважине - 870 кг/м3; длина колон-
ны НКТ - 2250 м; статический уровень жидкости в скважине - 740 м.
Решение. Определим внутренний диаметр НКТ по формуле (1.11):
d=1881 87&2250 J 45Я81 2250 88y5^j.з/00849= 422 мм
\Г10-2,5>1(/ 870-9,81-2250-fl0-2,5?l(f
Это соответствует ближайшему большему стандартному (ГОСТ
633-80) диаметру НКТ 60x5 мм.
Проверим по формуле (1.14) допустимую длину внутреннего ря-
да НКТ 60x5 мм.
32
Из решения Задачи 3 имеем, что страгивающая нагрузка НКТ
60x5 мм «О» равна 201183 Н. Тогда допустимая длина колонны по
формуле (1.14)
201183
6,96 -9,81 1,3
= 2266
м,
Принимаем величину заглубления внутреннего ряда НКТ 60x5мм
800 м, учитывая давление компрессора и динамический уровень. То-
гда глубина спуска составит Z2=800 м+740 м=1540 м, что меньше до-
пустимой длины колонны.
Для наружного (1-го ряда) выбираем гладкие НКТ 102x6,5 мм
«£>» с наружным диаметром муфты 120,6 мм.
Страгивающую нагрузку найдем по формуле (1.12):
^=15,76 кг/м; Лр=1,81 мм; £р=49,3 мм.
Определим
/>=6,5-1,81=4,69 мм; ЛИО 1,6-2-6,5=88,6 м;
4 69
£>ср=88,6 + 4,69=93,29 мм; 7 = 6у^9' = °'419.
Тогда
, _ 3,14-93,29-4,69-380 _ 522061 =
стр 93 29 115? ^1/сп.
1 + 0,419—=——0,384 1152
2-49,3
Допустимая глубина спуска с коэффициентом запаса 1,3 без
учета облегчения в жидкости
453^ =2255М
1 15,76-9,81-1,3
что больше заданной длины колонны НКТ (2250 м).
Пусковое давление определим по формулам (1.24) и (1.28):
р = 870-9,81 -800|------?46,8 ,----| = 9Г474 МПа;
" 1 146,82 - 95,12 + 552)
2-2083
33
Pnmax = 870-9,81-1540-cos 13°= 12,8 МПа.
Так как Рп получилось меньше Рп тах, то справедливо [26] вычис-
ление по формуле (1.24) Рп=9,474 МПа.
Буферное давление на устье составляет 1,5 МПа. Тогда необходимое
давление компрессора Рком = 9,474+1,5=10,974 МПа, что меньше задан-
ного (12 МПа) давления компрессора в исходных данных.
Наружное избыточное давление определим по формуле (1.22),
когда Z=0 (устье скважины):
^ни=Л==9,474 МПа.
Определим растягивающую нагрузку от веса колонны труб по
формуле (1.20).
Для 1-го ряда НКТ 102x6,5 мм
61 = 2250-15,76-9,81-0,974 = 338818 Н.
Коэффициент запаса по страгивающей нагрузке
453178
1 0 338818
С учетом облегчения в жидкости
gf =1540-15,76-9,81-0,974+(2250-1540)15,76-9,81-0,974-^1—^^=326969 Н;
=453178=1,39
1 326969
Для 2-го ряда НКТ 60x5 мм
Q2 = 1540-6,96-9,81-0,974 = 102414 Н.
Коэффициент запаса по страгивающей нагрузке
201183
п7 =-------= 1,96
2 102414
Осевое напряжение от веса колонны по формуле (1.29):
34
для 1-го ряда НКТ 102x6,5 мм
338818 338818
г =-------г-----------—------—| =-------— = 246,6 МПа,
1 0,785 1(101,6-2 1,81) -88,62] 1374 10^
1QA
а < — = 253 МПа
1,5
для 2-го ряда НКТ 60x5 мм
=______г...10^“_---------102414б=168,6 МПа.
0,785 [(60,3-2 1,41) -50,3 ] 607,5Ю-6
Тангенциальное напряжение от избыточного внутреннего давле-
ния на 1-й ряд НКТ по формуле (1.30)
10,974 101,6
-------------= 85,8 МПа.
2-6,5
Коэффициент запаса при совместном действии растягивающей
нагрузки и внутреннего давления по формуле (1.31)
л/246,62 + 85,82 - 246,6 • 85,8 < —
и, •
_ 380 _1
Отсюда «з - 75.
Суммарное действие растягивающей осевой нагрузки и наружно-
го давления на 2-й ряд НКТ 60x5 мм определим по формуле (1.32):
168.6 + 1.1510'974 60'3 <^
2-5
380 1 сс
п. --------= 1,55
4 244,7
Таким образом, двухрядный компрессорный лифт будет работать
с минимальным коэффициентом запаса по страгивающей нагрузке
«1=1,34, что допустимо.
35
2 . РАСЧЕТ ОБОРУДОВАНИЯ ПРИ ШТАНГОВОЙ
ГЛУБИННО-НАСОСНОЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ СКВАЖИН
В этой главе рассматривается применение при выборе оборудо-
вания ШСНУ принципа «от простого к более сложному». В начале
приводится графический метод выбора оборудования по диаграмме
А.Н. Адонина; затем приводятся аналитические методы определения
режимных параметров работы ШСНУ, позволяющие на основе про-
стых формул получить основные параметры работы оборудования;
далее следуют формулы А.С. Вирновского, А.Н. Адонина, Л.Г. Чиче-
рова и другие, которые рекомендуются для уточненных расчетов
оборудования и режимных параметров с учетом деформации колон-
ны штанг и труб, сил трения, сил инерции и вязкости жидкости.
2.1. ВЫБОР ОБОРУДОВАНИЯ ШСНУ
И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ РАБОТЫ НАСОСА
Графический метод основан на использовании диаграмм А.Н.
Адонина [25]. При его применении необходимо знать дебит скважи-
ны Q в м3/сут и глубину спуска насоса L в м. Типоразмер станка-
качалки и диаметр плунжера насоса определяют непосредственно по
диаграмме А.Н. Адонина в точке пересечения проекций дебита и глу-
бины спуска насоса (рис 2.1 на стр.95).
Тип насоса определяют в зависимости от глубины спуска и пара-
метров добываемой жидкости. При глубинах спуска более 1200 м и
наличии в жидкости значительного количества абразивных частиц (бо-
лее 1,5 г/л) следует применять вставные насосы (типа НВ) с диаметром
плунжера 29, 32, 38, 44 и 57 мм. При меньших глубинах спуска и боль-
ших дебитах жидкости отдают предпочтение невставным насосам (типа
НН) с диаметром плунжера 29,32,44, 57, 70,95 и 102 мм [17].
36
При выборе диаметра насосных труб следует учитывать тип и раз-
мер насоса. При использовании вставных насосов превышение диаметра
НКТ над диаметром плунжера составляет 28-32 мм [17, табл. 2.12]. При
применении же невставных (трубных) насосов такое превышение не
должно составлять более 14-18 мм [17, табл. 2.17 - 2.19]. Диаметр насос-
ных штанг и группу прочности стали, выбирают по табл. 2.1, 2.2, 2.3 с
последующей проверкой расчетом на приведенное напряжение. При
глубинах подвески более 1200 м следует применять ступенчатые колон-
ны штанг. При двухступенчатой колонне углеродистых штанг (сталь
40У) ориентировочно можно принять процентную длину штанг верхней
ступени равной диаметру плунжера в мм [28].
Для приближенного определения режимных параметров работы
насоса следует принять максимальную длину хода точки подвеса
штанг для выбранного станка-качалки и найти необходимое число
качаний по зависимости [19]
П=птт^-, (2.1)
'<тах
где п тах - максимальное число качаний по характеристике станка-
качалки; Оф - фактический дебит скважины; Q тах - максимальная
производительность насоса при работе на максимальных параметрах
(находят по диаграмме А.Н. Адонина).
Для более точного определения режимных параметров работы
насоса применяют аналитический метод.
Этот метод был разработан И.М. Муравьевым и А.П. Крыловым,
развит К.Г. Оркиным [19] и уточнен автором. Он состоит в определе-
нии для принятого станка-качалки диаметра плунжера D, длины хода
полированного штока S и числа качаний п. (В дальнейшем тип стан-
ка-качалки может быть скорректирован после определения D, S, п и
величины нагрузки на головку балансира).
37
Таблица 2.1
Рекомендуемые глубины спуска на штангах из углеродистой стали
(опр= 70 МПа)
Диаметры на- сосов, мм 1 28 | 1 32 1 1 38 I 1 43 1 1 56 | 1 68 | 1 93 1
Диаметры штанг, мм | Длина одноступенчатой колонны штанг, м
16 1150 1020 860 720 - - -
19 1300 1170 1000 860 650 - -
22 - - - - 790 590 380*
25 - - - - - - 470
Диаметр штанг, мм Длина ступеней в % двухступенчатой колонны штанг
19 34 38 45 55 - - -
16 66 62 55 45 - - -
Глубина —» спуска Z, м | 1480 | | 1310 I | 1100 I 920* 1 - 1 1 - 1
22 28 31 36 42 55 - -
19 72 69 64 58 45 - -
Глубина спуска L, м 1620 1460 1260 1060 320 - -
25 - - - - 42 56 -
22 - - - - 58 44 -
Глубина спуска Z, м - - - - 960* 720 -
Диаметр штанг, мм | Длина ступеней в % трехступенчатой колонны штанг |
22 26 29 - - - - -
19 28 32 - - - - -
16 46 39 - - - - -
Глубина спуска L, м 1760 1570 - - - - -
25 - - 27 33 - - -
22 - - 30 35 - - -
19 - - 43 32 - - -
Глубина —> спуска L, м - - 1490 1270 - - -
38
Таблица 2.2
Рекомендуемые глубины спуска насосов на штангах
из нормализованной стали 20ХН (опр =90 МПа)
Диаметры насосов, мм 28 32 38 43 56 68 93
Диаметры штанг, мм Длина одноступенчатой колонны штанг, м
16 - - - - - - -
19 - - - - - - -
22 - - - - 1000* 760 490
25 - - - - - - 610
Диаметры штанг, мм Длина ступеней в % двухступенчатой колонны штанг
19 35 39 46 55 - - -
16 65 61 54 45 - - -
Глубина —> спуска L, м 1890* 1680* 1410* 1180* - - -
22 28 30 35 41 54 - -
19 72 70 65 59 46 - -
Глубина спуска L, м 2080 1870 1610 1370 1050 - -
25 - - 28 32 40 55 -
22 - - 72 68 60 45 -
Глубина спуска Z, м - - 1810* 1570* 1230* 910 -
Диаметры штанг, мм Длина ступеней в % трехступенчатой колонны штанг
22 25 28 - - - - -
19 28 32 - - - - -
16 47 40 - - - - -
Глубина —> спуска L, м 2270* 2010* - - - - -
25 20 23 26 31 - - -
22 23 26 30 35 - - -
19 57 51 44 34 - - -
Глубина —> спуска L, м 2450* 2200* 1900 1620* - - -
* Длины штанг, отмеченные звездочками, можно применять только в виде опыта с после-
дующими расчетами.
39
Таблица 2.3
Рекомендуемые глубины спуска насосов на штангах
из сорбитизированной стали 15НМ (апр =110 МПа)
Диаметры насосов, мм 28 32 38 43 56 68 93
Диаметры штанг, мм Длина одноступенчатой колонны штанг, м
16 1790 1600 1340 1120 - - -
19 2050 1830 1580 1350 1020 750 470
22 - - - - - - 600
Диаметры штанг, мм Длина ступеней в % двухступенчатой колонны штанг
19 35 39 46 55 - - -
16 65 61 54 45 - - -
Глубина -» спуска L, м 2300 2060 1730 1450 - - -
22 27 30 35 41 54 74 -
19 73 70 65 59 46 26 -
Глубина спуска L, м 2550 2280 1970 1690 1280 935 -
Диаметры штанг, мм Длина ступеней в % трехступенчатой колонны штанг
22 25 28 33 40 - - -
19 29 32 39 46 - - -
16 46 40 28 14 - - -
Глубина -> спуска L, м 2750 2460 2070 1470 - - -
При выборе оптимального режима работы насоса исходят из ус-
ловия получения минимальных напряжений в штангах, а следова-
тельно и минимальной нагрузки на головку балансира с последую-
щей проверкой прочности штанг на разрыв и выносливость.
Для получения минимума напряжений в штангах основные пара-
метры работы насоса находятся между собой в следующей зависимости:
Q
« = 6,58з -г~
у & Я ср
(2.2)
, (23)
40
где <7cP - средняя масса 1 п.м двухступенчатых штанг.
Для выбора оптимального режима сначала задаются рядом воз-
можных значений S для принятого типа станка-качалки, и находят по
формуле (2.2) соответствующие им значения п. Далее для принятых
значений 5 и полученных значений п определяют площадь сечения
плунжера из формулы производительности насоса, см2:
7,90
^пл=-^, (2.4)
0/7
где Q - производительность насоса, м3/сут.; S - длина хода сальнико-
вого штока, м. Отсюда диаметр плунжера
Dm= К/0>785.
Затем задаются стандартными значениями п, по формуле (2.3)
определяют соответствующие им значения Fn;l, а из формулы (2.4)
определяют S.
Для режимов с максимальным S и минимальным п, которые вхо-
дят в приемлемую область работы станка-качалки, определяют на-
грузку на головку балансира.
Максимальная нагрузка по статической теории [28]
Рmax-FunP-xLg + <7ср ’ (2-5)
Рш ~ Рж
где L - глубина спуска насоса, м; b = ~ - коэффициент облег-
Г Ш
чения штанг в жидкости; рш, рж - плотность материала штанг и жид-
кости соответственно; 5и2/1440 - фактор инерционных нагрузок; g -
ускорение свободного падения.
Минимальная нагрузка при начале хода штанг вниз
Sn2
/’min-?ср — 144Q J* (2.6)
41
Затем выбирают режим, при котором нагрузка на головку балан-
сира Fmax будет наименьшая, и определяют максимальное и мини-
мальное напряжения в штангах:
1 max 1 min
^max-' f i ^min~ f > (2.7)
J ш J ш
где/ш - площадь поперечного сечения штанг.
Для выбора материала штанг определяют опр [25]:
Gnp= V^^max , (2.8)
^тах ^min
где Ga= ----2--- “ амплитУДное значение напряжения в асиммет-
ричном цикле. По табл. 2.6 выбирают соответствующий материал для
ШТаНГ, Так ЧТОбы <7пр.расч[<гпр]
42
Основные размеры станков - качалок по ГОСТ 5866-76
Таблица 2.4
Типоразмер СК Кинематические размеры, мм Габаритные размеры СК, мм Типоразмер редуктора
Переднее плечо Ki Заднее плечо К Шатун 1 Радиус кривошипа г Длина L Ширина В Высота Н Обозначение Диаметр шкива, мм
СК2-0,6-250 740 740 840 295 3150 1150 2000 Ц2НС-250 450
СКЗ-1,2-630 1200 1200 1430 570 4200 1350 3300 Ц2НС-400 500
СК4-2Д-1600 2100 1500 1800 720 5900 1700 4800 Ц2НС-500 630
СК5- 3-2500 3000 2100 2500 1000 7400 1850 5550 Ц2НС-650 800
СК6-2,1-2500 2100 66 66 6500 66 5100 66
СК8-3,5-4000 3500 2500 3000 1200 8500 2250 6650 Ц2НС-750 1000
СК12-2,5-4000 2500 66 66 ч 7500 66 6400 66
СК8-3,5-5600 3500 2500 3000 1200 8500 2250 6650 Ц2НС-850 1000
СК10-3-5600 3000 8000 66 6550
СК10-4,5-8000 4500 3500 4200 1670 10550 2600 9000 Ц2НС-1000 1250
СК 12-3,5-8000 3500 ч << 66 9550 8500 66 66
СК15-6-12500 6000 4200 5000 2000 13200 3100 11500 Ц2НС-1150 1250
СК20-4,5-12500 4500 ч ч 11700 ч 10700 66 66
В табл. 2.4. представлены 13 типоразмеров станков-качалок в
соответствии с ГОСТ 5866-76. Восемь типоразмеров из 13 представ-
ляют основные (базовые) типоразмеры, а пять - модифицированные с
увеличенной длиной переднего плеча балансира и соответственно
уменьшенной нагрузкой на головку балансира.
В таблице даны основные кинематические параметры СК, редук-
торы типа Ц2НС [7], диаметр шкива редуктора и габаритные размеры
СК, которые необходимы при выполнении расчетов и чертежей СК
при проектировании эксплуатации скважин, выполнении курсовых и
дипломных проектов.
В табл. 2.5 и 2.5,а даны основные параметры насосных штанг по
ГОСТ 13877-80 и ГОСТ 13877-96, необходимые для расчета веса ко-
лонны штанг и ее размеров при спуске в колонну НКТ. В примерах
расчета использованы данные табл. 2.5.
Таблица 2.5
Основные параметры насосных штанг по ГОСТ 13877-80
Номинальный диаметр штанги, мм Масса 8 м штанги, кг Масса 1 п.м штанги с муфтой, кг Диаметр муфты с «лыской», мм
12 7,26 0,93 26
16 12,93 1,67 36
19 18,29 2,35 42
22 24,50 3,15 46
25 31,65 4,10 55
Таблица 2.5, а
Основные параметры насосных штанг по ГОСТ 13877-96
Условный размер штанг Номинальный диаметр штанги, мм Масса 8м штанги, кг Масса 1 п.м штанги с муфтой, кг Диаметр муфты (уменьшенный) мм
ШН 13 12,7 8,7 1,11 25,4
ШН 16 15,9 13,1 1,71 38,1 (31,8)
ШН 19 19,1 18,7 2,43 41,3 (38,1)
ШН 22 22,2 25,3 3,27 46,0 (41,3)
ШН25 25,4 33,1 4,28 55,6 (50,8)
ШН29 28,6 43,2 5,62 60,3
44
В табл. 2.6 приведены механические характеристики материала
штанг.
Таблица 2.6
Механические характеристики материала штанг
Марка стали Предел текучести, МПа Твердость по Бринелю, НВ Допуск [С^пр]» МПа Диаметр насосов, мм Вид обработки штанг Условия эксплуатации
40 320 217 70 28-95 Нормализация Некоррозионные
120 28-43 Нормализация с повторным упрочненным нагревом ТВЧ
100 55-95 -«»-
20Н 2М 390 200 90 28-95 Нормализация Некоррозионные
60 28-95 -«»- Коррозионные cH2S
130 28-43 Нормализация с поверхностным упрочненным нагревом ТВЧ Некоррозионные
ПО 55-95 -«»-
100 28-95
Коррозионные
20Н 2М 520 260 100 28-95 Объемная закал- ка и высокий от- пуск Некоррозионные
70 -«»- Коррозионные
15НЗ МА - - 170 28-43 Нормализация с поверхностным упрочненным нагревом ТВЧ Некоррозионные
150 55-95
120 28-95 Коррозионные cH2S
15X2 НМФ 630 255 100 28-95 Закалка и высо- кий отпуск, нор- мализация и высокий от- пуск Некоррозионные
90 -«»- Коррозионные
Затем определяют коэффициент запаса прочности штанг:
7=—, (2.9)
где <jT- предел текучести материала штанг.
Полученные расчетным путем параметры D и п могут оказаться
нестандартными, поэтому при заданном дебите определяют число ка-
45
чаний, которое надо иметь при использовании стандартного диаметра
плунжера [28]:
DP
и="р‘л~’ (2-10)
где ир - расчетное число качаний; 7)р- расчетный диаметр плунжера;
D^- стандартный диаметр плунжера.
Если п получается нестандартное, следует выбрать ближайший
стандартный или изготовить шкив для электродвигателя необходимо-
го диаметра:
п dp -i
d,n = —-----, (2.11)
пэл
где п - число качаний в мин; dp - диаметр шкива редуктора;
i - передаточное число редуктора; иэл - частота вращения вала элек-
тродвигателя, мин'1.
Задача 9. Выбрать станок-качалку, диаметр и тип насоса,
штанг и НКТ и установить режимные параметры работы установки
для заданных условий: дебит скважины- 35 м3/сут, плотность неф-
ти рн =850 кг/м3, глубина спуска насоса - 1400 м.
Решение. По диаграмме А.Н.Адонина (рис 2.1 на стр.94) на пере-
сечении проекций Q= 35 м3/сут и £=1400 м находим СК 8- 3,5- 4000
и диаметр плунжера насоса 32 мм. При глубине подвески >1200 м
следует выбрать вставной насос (выбираем по [17] предварительно
НВ 1 Б-32-30-15).
Насосы НВ1Б предназначены для откачивания из нефтяных
скважин маловязкой жидкости с содержанием механических приме-
сей до 1,3 г/л и свободного газа на приеме не более 10% [17]. В каче-
стве цилиндра в нем использован цельный безвтулочный цилиндр,
характеризующийся повышенной прочностью, износостойкостью и
транспортабельностью. Для НВ1Б-32 требуется НКТ: 32+28=60 мм -
НКТ60х5,0 мм. Действительно, по табл. 2.12 [17] к этому насосу тре-
буется замковая опора ОМ-60, устанавливаемая в НКТ 60 мм.
46
По табл.2.1-2.3 предварительно выбираем штанги из углеродистой
стали (апр=70 МПа) диаметром 22 мм (31%) и диаметром 19 мм (69%).
При общей глубине спуска 1400 м длина секций штанг составит:
диаметром 22 мм - 434м и диаметром 19 мм - 966 м.
Режимные параметры 7СК8-3,5-4000 по ГОСТ 5866: £а = 1,7; 2,1; 3,0;
3,5 м - длина хода точки подвески штанг. Число качаний п = 5-12мин-1.
Редуктор - Ц2НС-750 с передаточным отношением i =38, диа-
метром шкива - 1000 мм.
Для обеспечения продолжительной работы СК в первом прибли-
жении следует принять максимальную длину хода и найти по диа-
грамме А.Н. Адонина максимальную производительность насоса
диаметром 32 мм, которая может быть получена при работе станка-
качалки на максимальных параметрах. По диаграмме находим
2тах=38 м’/суТ.
При длине хода 5тах=3,5 м, число качаний по формуле (2.1) будет
«= 12-35/38=11 мин-1.
Для более точного решения задачи определим параметры рабо-
ты станка-качалки и насоса аналитическим методом исходя из мини-
мума напряжений в штангах.
Зададимся стандартными значениями Sa и п и по формулам
(2.2)-(2.4) определим Fnn и D пл и составим табл. 2.7.
Таблица 2.7
Рассчитанные режимы станка-качалки
Номер режима Sa, М п F пл, см Z) пл, СМ
1 1,7 11,09 14,88 4,35
2 2,1 9,54 13,80 4,19
3 2,5 8,49 13,03 4,07
4 3,0 7,52 12,26 3,95
5 3,5 6,79 11,63 3,85
6 5,52 5 10,02 3,57
7 2,28 9 13,45 4,14
8 1,48 12 15,53 4,45
47
Средняя масса двухступенчатой колонны штанг
q ср 0,31 + ^2 0,69 = 3,140,31+2,35 0,69 = 2,60 кг/м,
где qi ,q2~ масса 1 п.м верхней и нижней секций штанг соответствен-
но (см. табл. 2.5).
Таким образом, из табл. 2.7 видно, что наиболее приемлемыми
режимами работы насоса при среднем коэффициенте подачи насоса
являются 5-й и 4-й, однако диаметр плунжера при этих режимах по-
лучился больший.
Для выбора оптимального режима определим максимальные зна-
чения нагрузок в точке подвеса штанг по формуле (2.5):
Р5 max = 11,63 -10 < 850 • 1400 • 9,81+2,6 • 1400 • 9,81 [0,892+
+ 3,5 6,792 ] = 13577+35853 = 49430 Н ,
1440
, 7850-850 поо_
где "S92;
I2.2M0 4 850' 1400 • 9,81 + 2,6- 1400-9,81-
3 0-7 522
[0,892+-- ] = 14312 + 36059 = 50371 Н.
L 1440 J
Наиболее выгодным режимом будет 5-й, при котором Ртах =49,43
кН наименьшая. Минимальную нагрузку найдем по формуле (2.6):
Р 5min = 2,6- 1400-9,81 [0,892— 3,5 6,792 ] = 27850 Н.
1440 j
Определим максимальное и минимальное напряжения по форму-
ле (2.7) и апр по формуле (2.8):
49430 49430 А 0
&мах ~ Л Л п'")')2 ~ а q 1 п-4 ~ 130,1* 10 Н/м =130,1 МПа;
V,/оЭ • U,UZZ 3,0’1U
27850 а
а min =, о 1П-4 = 73,3-10 6 Н/м = 73,3 МПа;
3,0 • 1U
48
130,1-73,3
Q а=———- = 28,4 МПа;
о пр =7130,1- 28,4 = 60,8 МПа.
По табл. 2.6 выбираем штанги из ст. 40. Q np.aon =70 МПа для не-
коррозионных условий.
Коэффициент запаса прочности штанг по пределу текучести со-
ставит (формула (2.9))
Т| =320/ 130 =2,46.
Определим необходимое число качаний при использовании стан-
дартного диаметра плунжера насоса с соответствующей длиной хода
(для 5-го режима это будет насос диаметром 38 мм). По формуле (2.10)
л= 6,79 |Д^= 6,88 мин’1.
3,8
Для насоса НВ1Б-38-35-15 допустимы длина хода 3,5 м и напор
1500 м. Соответственно диаметр НКТ составит 73x5,5 мм.
Определим диаметр шкива электродвигателя для нестандартного
числа качаний по формуле (2.11):
6,88-1000-38
Г) =-----------= 178 мм
эл 1470
Таким образом, в результате аналитического расчета мы увели-
чили диаметр насоса, диаметр НКТ и уменьшили число качаний с 11
до 6,88 мин’1 по сравнению с таблично-графическим расчетом.
2.2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗОК НА ГОЛОВКУ БАЛАНСИРА
СТАНКА - КАЧАЛКИ
Определение нагрузок производится по различным теориям, кото-
рые, в основном, делятся на две группы - статические и динамические.
Согласно исследованиям А.Н. Адонина [1] граница между
статическим и динамическим режимами откачки находится в интер-
вале (переходная зона) параметра Коши:
49
ц=—=0,35-0,45, (2.12)
а
где со = яп/30; а- скорость звука в штангах; L - длина колонны
штанг.
Для одноразмерной колонны штанг а = 4600 м/с, для двухсту-
пенчатой а = 4900 м/с, для трехступенчатой а =5300 м/с.
С увеличением диаметра плунжера величина переходного пара-
метра Коши уменьшается:
Dnjl <43, 55, 68, 93 мм;
цпер = 0,20; 0,17; 0,14; 0,12.
В настоящее время применяют в основном режимы при ц < 0,5.
При Ц> 0,7 многие формулы просто неприемлемы из-за больших ре-
зонансных усилий.
1. Максимальная нагрузка по статической теории (формула Му-
равьева И.М.)
Ртах=Рж+Рш(Ь+т), (2.13)
где Рж - вес столба жидкости над плунжером высотой, равной hd ,
с учетом буферного давления Рб',
Рж = Рпл (hdPxg +Рб)', (2.14)
Ь - коэффициент облегчения штанг в жидкости,
6=1-—; (2.15)
Рш
т - фактор динамичности,
где SA - длина хода точки подвеса штанг; п - число качаний в минуту.
Вес штанг в воздухе
Рш= (qlL)+q2L2)g.
50
Минимальная нагрузка будет, очевидно, при начале хода штанг
вниз, когда вес жидкости не действует на штанги, а динамический
фактор вычитается:
Ртт=Рш(Ь-т). (2.17)
2. Определение нагрузок по формулам А.С. Вирновского. Со-
гласно исследованиям А.Н. Адонина [1] они дают наилучшее совпа-
дение с опытными результатами замеров нагрузки:
Ртах = Рж+Ршт+ ^-.Р^(Ршт+0,3£Рж) +
Мшт V s N S А
0)2S, 2Я т т
+a,2^[al--fLHl-^]Pum.> (2.18)
£g 2
где Рж - вес столба жидкости с учетом буферного давления с пло-
щадью, равной F^; Рж =(Р„л ~ /шт }P:*gL - вес столба жидкости в
кольцевом пространстве; Fni , /шт - площадь поперечного сечения
плунжера и штанг соответственно; L - глубина спуска насоса; Ршш-вес
колонны штанг в воздухе; Р шт-въс колонны штанг в жидкости;
D - диаметр плунжера.
Формула для минимальной нагрузки получается из предыдущей
(2.18), если положить Рж = О, Рж = 0, а кинематические коэффициен-
ты 0С1 и ах заменить на аналогичные а2 и а2 при ходе штанг вниз и
переменить у двух последних членов знаки на противоположные:
Ртт = Ршт~ Ршт /2<р- — - (Х? • •
Мшт N g N sa 2g
[а2-^] [1- ^1Ршт , (2.19)
где SA - длина хода точки подвеса штанг; О) = лп/30 - угловая ско-
рость вращения кривошипа; ai,a2,^i«2- кинематические коэффици-
51
енты А.С. Вирновского [1,23]; ^шт - удлинение штанг от веса столба
жидкости,
L
^=7^-; (2.19')
Jшт
F - f
пл J шт , .
е = —-------— - коэффициент изменения сечения потока жидкости
1 тр J шт
при переходе от насоса в трубы; F^- площадь сечения внутреннего
канала труб; /шт~ площадь поперечного сечения штанг; Д,- площадь
f
сечения труб по металлу; ф = ——— - коэффициент отношения
J тр J шт
площадей.
Если расчет ведется для ступенчатой колонны штанг, то вместо
/шт нужно брать /шт. ср.:
£ е2 Е , (2.20)
------1 .. I--
•fшт 1 fшт 2--------fшт.п
где £i Ел- доли ступенчатой колонны штанг, =1.
3. Упрощенные А.Н. Адониным формулы А.С. Вирновского можно
использовать для широкого диапазона SA < 5м; п< 24мин-1; D< 93 мм:
Ртах = Рж+ Ршт + 0,011 -Г~пРшт yj(pSА - Лшт + 1000 [Н];
U шт
Pmin = Ршт -0,011 -£-пРшт ^А-Лшт - 1000 [Н], (2.21)
ишт
где п - число качаний в минуту.
4. Максимальная нагрузка на основе динамической теории по
формуле И.А.Чарного
Ртах = Рж+ Ршп,[Ь+ 7^ • V1 ’ <2-22>
1 oUU г*
52
где - коэффициент, учитывающий вибрацию штанг;
СЛ , Д-180
А=-рад/с = —град/с;
Sn2 tg/u
Pmin ~ Риал [^“ j gQQ A *
5. Максимальная нагрузка на основе динамической теории по эм-
пирической формуле А.Н.Адонина
= Рж+ Ршп, + (Ршт +еРж) .+ 2500S, (2.23)
где т - кинематический коэффициент,
1 + —
. 1ишт . (2.24)
Jl-[y]2
V к
Здесь /шат - длина шатуна; к - длина заднего плеча балансира;
г - радиус кривошипа.
Задача 10. Определить максимальную и минимальную нагрузки
на головку балансира по различным теориям и сравнить их.
Дано: глубина подвески насоса /,=1870 м; динамический уровень
Лд=1800 м; =32 мм; dmp=60 мм; диаметры штанг: с1ш1=22 мм;
//=560 м(30%); (1ш2=\9 мм; /,2=1310 м (70%); плотность жидкости рж
=880 кг/м3; станок- качалка СК-12-2,5-4000.
Решение. По формуле (2.12) определим параметр Коши: я =4900
м/с; со =1,26 с'1;
Режим динамический, следовательно, формулы динамической
теории дадут наиболее правильную нагрузку.
1. Статическая теория, формулы (2.13), (2.17).
53
По формуле (2.14) определим Рж, учитывая, что Рб =0:
Рж = 0,785-0,0322-1800- 880-9,81 = 12491 Н;
b= 1- ^- = 0888.
7850
Для СК - 12 SA =2,5м, лмах =12мин’'. Тогда
Вес штанг в воздухе
Риш, =(3,14-560 + 2,35-1310) • 9,81 = 47450 Н;
Ртах = 12491 + 47450 (0,888+ 0,25) = 66489 Н;
Ртт = 47450 (0,888 - 0,25) = 30273 Н.
2.Формулы А.С. Вирновского (2.18) - ( 2.20)
Р‘шт = Ршт\У-~] = 47450-0,888 = 42136 Н;
Рш
Р'ж = 0,785(0,0322 - Лтхр.) -880- 9,81- 1870;
fumtp ~ ~ 3,074О’4 М2.
0,785-0,02? + 0,785-0,019?
Тогда
Р'ж =(8,038 - 3,07) -10’4 -880- 9,81- 1870 = 8020 Н;
124911870
Хшт" 2,1-10? -IO5-3,07-lff4 “ 0362 М;
Лр = 0,785- 0,0502 = 19,62 -10’4 м2;
е =
шпгср. 8,038-3,07 л
Г—-Тад^-0-300-
uimcp.
54
f^= 0,785(0,Об2 - 0,052) = 8,64 -lO’W;
Для СК-12-2,5 - 4000 при 5а =2,5 м [15]
eq = 1,10; а, = 0,9; а2 = 0,73;а2 = 1,56.
Исходя из вычисленных коэффициентов по формуле (2.18) найдем
1 0,032 /1 ЭА.2 о 5
Ртах= 12491 +42136+ -1,10 • J1’2”^2’5 • (47450+0,3-
-0,300-8020) • 70,9 -0,738 -^ + 1,12 •• [0,9- • [1-
^]- 47450 = 12491+ 42136+ 13644+ 3723 = 71994 Н.
По формуле (2.19)
Рт,„ = 42136-|-0,73^
-47450 - 0,732 Ц^^ П,56- [1- ^]-47450 = 42136-
2^ • У,о 1 и,/Jo*х
- 12424-3767 = 25945 Н.
З .Упрощенные формулы А.С. Вирновского (2.21)
Ртах= 12491+42136+0,ОП у^- 12- 47450^0,73&2,5-0,362 + 1000
= 67944 Н.
Pmin = 42136- 12317 - 1000 = 28819Н.
4 .Формула И.А.Чарного
ц = °,^,1680 = 27,44°; tg 27,44° = 0,519;
3,1416 °
Ртах= 12491 + 47450[0,888 + -^] = 64916 Н;
Pmin = 47450( 0,888 - 0,217) = 31853 Н.
55
5 . Формула А.Н. Адонина (2.23)
3,о
т= г—-г = 1,596;
J1----—г-
V 2,51 2
Ртах= 47450 + 12491+ (47450 + 0,300-12491) • 1,6 +2500-2,5 =
71992 Н.
Таким образом, принимая за основу нагрузку, рассчитанную по
формулам А.С. Вирновского, можно считать, что наиболее близкие
значения по Ртах дают формула А.Н. Адонина (- 2 Н) и упрощенная
формула А.С. Вирновского (-4050 Н); по Рт1П наиболее близкие зна-
чения дают упрощенная формула А.С. Вирновского (+2874 Н) и фор-
мула И.М. Муравьева(+4328 Н).
Оценивая трудоемкость расчетов, следует отметить, что для оце-
ночных, приближенных расчетов Ртах следует пользоваться формулой
И.М. Муравьева (2.13) и уточненной автором для Рт1П формулой (2.17),
а для конструкторских или точных технологических расчетов следует
пользоваться формулами А.С. Вирновского или А.Н. Адонина.
2.3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДЛИНЫ ХОДА ПЛУНЖЕРА
ШТАНГОВОГО НАСОСА
1. Длина хода плунжера с учетом действия статических сил опре-
делится по формуле [25]
$пл = Sa — X = Sa — (Хщ+Хтр+Хсж.щ+Хиз), (2.25)
где SA - длина хода точки подвеса штанг ( полированного штока); к -
сумма статических деформаций; - деформация штанг под дейст-
вием перепада давления над плунжером при ходе штанг вверх,
56
(2-26)
Здесь АРЖ - вес столба жидкости над плунжером,
АРЖ = F ( Рст+ Рб +РГ - Ро), (2.27)
где F- площадь проходного сечения цилиндра; Рст- давление столба
жидкости над плунжером; Рб - буферное давление в выкидной линии;
Рг - потери давления, обусловленные сопротивлением потоку жидко-
сти в трубах; Ро - давление под плунжером, определяемое глубиной
погружения насоса под динамический уровень и сопротивлением по-
току жидкости в клапанах насоса и в фильтре, Ро = Рд -Р^; Еш - мо-
дуль упругости материала штанг; L - глубина подвески насоса; /ш -
площадь поперечного сечения штанг.
Деформация труб при ходе штанг вниз
ETfT
(2.28)
где АРис - вес столба жидкости над плунжером; Ет - модуль упруго-
сти материала труб; L - глубина подвески насоса; fT - площадь попе-
речного сечения труб(по металлу).
При ходе штанг вниз на них действует осевая сила Рс, направлен-
ная вверх. Эта сила вызвана сопротивлением потоку жидкости в на-
гнетательном клапане и трением плунжера о цилиндр. Сила Рс вызы-
вает сжатие и продольный изгиб нижней части колонны штанг.
Если эти силы не уравновешиваются утяжеленным низом штанг,
то соответствующая деформация, уменьшающая длину хода плунже-
ра, будет [25]
PL
сж.ш
(2.29)
57
л
2EI
РсК2сЬсж
I EI
-|2
(2.30)
где LC0K=Pc/qw -длина сжатой части колонны; Rc - радиус спирали, по
которой изогнута сжатая часть колонны,
(2.31)
DT - внутренний диаметр труб; dw - диаметр штанг; I - момент инер-
ции поперечного сечения штанг; цш- вес 1м длины штанг в жидкости.
Если осевая сила Рс< 10 кН, то можно использовать более про-
стую формулу А. Кубинского для определения
Р R2 Т
. (2.32)
SEI
2. Определение длины хода плунжера с учетом статических и ди-
намических сил. Согласно исследованиям А.Н. Адонина граница ме-
жду статическим и динамическим режимами при откачке жидкости
находится в зоне параметра Коши /z = 0,35 — 0,45, а с учетом диамет-
ра плунжера граница перехода снижается до// = 0,2 - 0,12 (см. п. 2.2.)
При двухступенчатой колонне штанг с учетом сопротивления дви-
жению штанг в вязкой жидкости А.С. Вирновским получена зависимость
£ш1=£< [(cos2gi + sh2p,)( cos2|12 + sh2p2) - V^ (sin2p.! sin2g2 -
sh2p! sh2p2)+(^)2 (sin2gi + sh2p,)( sin2|l2 + sh2p2]’1/2 - X, (2.33)
J uil
где pi= bL] /a; b - константа трения, обычно равна 0,2- 1,0с’1; Ц -
ер -е~р
критерий Коши; fM- площадь сечения штанг; sh р =----------гипер-
болический синус.
Без учета сопротивления движению штанг в вязкой жидкости
58
5пл=------------7"------------< (2.34)
cos cos /12 -:L^- sin //) sin //2
J01
Если колонна штанг одноступенчатая, в вязкой жидкости
5пл = (cos1 n+srfp)''1"*' ’ (235)
без учета вязкости (р=0)
Индексы 1 и 2 соответствуют верхней и нижней ступеням колон-
ны штанг.
Задача 11. Определить длину хода плунжера по статической теории.
Исходные данные: диаметр плунжера Ппл =43 мм; диаметр насос-
ных штанг б/ш=22 мм; диаметр НКТ <iT=73x5,5 мм; глубина спуска на-
соса L =1500 м; длина хода сальникового штока S= 2,1м; динамиче-
ский уровень Ад =1450 м; число качаний в минуту и=9; плотность
жидкости /?ж=900 кг/м3; сила сопротивления движению плунжера
Рс=9 кН; буферное давление в выкидной линии - 1,0 МПа; кинемати-
ческая вязкость нефти v =0,1см2/с при 80 °C.
Решение. Определим параметр Коши по формуле (2.12):
ojL 0,942-1500 л
Ц =—= ——=0,277,
г а 5100
где со= 3,14-9/30=0,942.
Давление столба жидкости над плунжером
Р„ = РжёР =1500-900-9,81= 13,24-106 Н/м2 =13,24 МПа.
Потери давления за счет сопротивления потоку жидкости в тру-
бах определим по соотношению
L-p -К2
Pf= hmppxg='kT Р” ",
2а т
где средняя скорость в подъемных трубах
59
SnD2„ 2,l-9-0,0432
VCP~ 60(j2„-</2) " 60(0,0622 -0,0222) - °’173 M/C
Число Рейнольдса
Re =
V d
r cp**
v
17,3-6,2 /ча/чл
= —-—’- = 1073<2300.
0,1
Коэффициент гидравлического сопротивления
64
Хг = —=0,0596 = 0,06.
Re
Тогда
~ Л Л^1500 0,1732-900 _ЛЛТТ/ 2
Рг = 0,06--------------------= 19500 Н/м2 =0,0196 МПа.
2 0,062
Давление под плунжером (сопротивлением клапанов пренебрегаем)
Po=(L-hd) p^g = (1500-1450)900-9,81 =0,441 МПа.
Тогда вес столба жидкости над плунжером (формула (2.27))
ДРЖ= 0,785-0,0432-(13,24+1,0+0,0196-0,441)=2,06-104 Н=20,06 кН.
Удлинение штанг (формула (2.26))
. &PXL 20,06 -103 1500 _Л„,
EJ* 2,110s-106-3,8 IO 4 °’376м’
где площадь поперечного сечения штанг
/ш = 0,785-0,0222 = 3,8-1 О’4 м2.
Удлинение труб при ходе штанг вниз (формула (2.28))
. _ _ 20,06-103-1500
ETfT 2,1 10s-106 11,66 10-4 °’122м’
где /т =0,785(0,0732 - 0,0622) = 11,66-1 О’4 м2.
Деформация штанг за счет силы сопротивления при ходе штанг
вниз (формула (2.29))
60
сж.ш
?cL = 9103 1500
Еш/ш 2,1 Ю5 Ю6 • 3,8 Ю"4
Потери хода за счет изгиба штанг определим по формуле (2.32),
так какРс< 10 кН.
Предварительно определим
Rc = = 20 мм =0,02 м;
рс 9 103
£сж= )= 3,14 9,81(1 ——) =330м
Рш 785(1
Осевой момент инерции для штанг
1= = 0,7850,0114 = 1,149-Ю’8 м4.
4
Тогда
Длина хода плунжера при действии статических сил
SnjI = Sa - х = 2,1- (0,376+0,122+ 0,169+0,061) = 1,372 м.
Задача 12. Определить длину хода плунжера по статической и
динамической теориям.
Исходные данные: диаметр плунжера £>пл = 43 мм; диаметр на-
сосных штанг dm =22 мм; диаметр НКТ <Ут=73х5,5 мм; глубина спуска
насоса Z=1500 м; длина хода сальникового штока 5=2,1 м; динамиче-
ский уровень йд=1450 м; число качаний в минуту п =15; плотность
жидкости рж=900 кг/м3; сила сопротивления движению плунжера
Рс=4 кН; буферное давление в выкидной линии - 1,0 МПа; кинемати-
ческая вязкость нефти v= 0,1 см2/с при 80 °C.
Решение. Определим параметр Коши по формуле (2.12):
61
d)L 1,57 1500
И= —=------------
а
= 0,462;
5100
т
30
1,57 с-.
30
Следовательно, режим откачки находится в области динамических
режимов.
Определим среднюю скорость в подъемных трубах:
S-n-D, 2,1 • 15 - 0,0432 ,
у =---------—=--------------------— = 0,289 м/с.
ср 60(d2m-d2u.) 60(0,0622 -0,0222)
Число Рейнольдса
Re = ^ = 28^.6-2 = 1792<2300
V 0,1
Коэффициент гидравлического сопротивления
Л= —=-^-=о,озб.
Re 1792
Потери давления за счет сопротивления потоку жидкости в тру-
бах определим по соотношению
р _ 1 л L' Рж ' V ср
Рг "тр 'Рж 'S г j
и вн
Л=0,0361500-900 0’2892 = 0,0327 МПа.
0,062-2
Вес столба жидкости над плунжером (формула (2.27))
АРЖ= 0,7820,0432(13,24 + 1,0 + 0,033 - 0,441) = 20,08 кН.
Удлинение штанг (формула (2.26))
. 20,08-103-1500
Лш =-------;---2--------г= 0,377 м.
111 2,1 105 106-3,8 10"4
62
Удлинение труб при ходе штанг вниз (формула (2.28))
. _ 20,08 103 1500 п _
2,1105 Ю6 11,66 Ю"4 ’ М’
где /т =0,785 (0,0732 - 0,0622) = 11,66-1 О’4 м2.
Сжатие штанг за счет силы сопротивления при ходе штанг вниз
(формула (2.29))
. 4 Ю3 1500 пп__
Лсжш ~ ---2--------------т~ 0,075 м.
2,1 Ю5 Ю6 -3,8-10"4
Потери хода за счет изгиба штанг определим по формуле (2.32),
так какРс <10 кН.
Предварительно определим
4 103
3,14.9,81.„
7850
, 4 103 0,022 146,7
X из=----s-ь0,012 м.
3 8 2,1 105 106 1,15 10"8
Длина хода плунжера при действии статических сил
5пл=^а- = 2,1 -(0,377 + 0,123 + 0,075 + 0,012) = 1,513 м.
Так как колонна штанг одноступенчатая, а жидкость вязкая, то за
расчетную выбираем формулу (2.35).
Определим параметр р, выбирая Ь= 0,6:
*£=0ЛИ500 =
Р а 5100
shp=g0176-g~°'176J’192-0’839= 0,176.
2 2
Параметр //, град.,
63
0,462-180 0 0 ,
ц = —=26,48° = гб0!^; cos// = 0,895.
Длина хода плунжера по формуле (2.35)
2,1
(0,893- + 0,177-)’- ~°-587 -2,302-0.587 -1.715 м.
Варианты заданий к гл. 2 приведены в табл. 2.8.
Таблица 2.8
Варианты заданий к гл. 2
Номер ва- рианта Д м /сут L, м Рж, кг/м3 Т’б, МПа Рс, МПа V, см2/с
1 120 500 800 о,5 2 0,09
2 115 600 820 0,6 3 0,08
3 ПО 700 850 0,7 4 0,1
4 105 800 870 0,8 5 0,11
5 100 850 900 1,0 6 0,12
6 95 900 850 1,1 7 0,1
7 90 950 920 1,2 8 0,13
8 85 1000 950 1,3 9 0,14
9 80 1050 980 1,4 10 0,15
10 75 1100 990 1,5 11 0,16
11 70 1150 960 0,4 10 0,17
12 60 1200 930 0,5 9 0,18
13 55 1250 910 0,6 8 0,16
14 50 1300 880 0,7 7 0,15
15 45 1700 860 0,8 6 0,14
16 40 1750 830 0,9 5 0,13
17 35 1800 810 1,6 4 0,12
18 30 1900 800 1,5 5 0,04
19 25 1950 830 1,4 6 0,11
20 20 2000 860 1,3 7 0,09
21 23 2050 870 1,2 8 0,08
22 26 1930 890 1,1 9 0,07
23 32 1850 910 1,0 10 0,06
24 43 1800 930 0,9 И 0,11
25 52 1400 960 0,8 12 0,12
64
2.4. РАСЧЕТ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ
И ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ПОДАЧИ ШСНУ
1. Формула производительности по элементарной теории [28]
22572и2 9
0Ф = 1440F-W [SA- (W4)+ —10i2 -' Ь (2.37)
где F - площадь поперечного сечения плунжера; п - число двойных
ходов в мин; SA - длина хода точки подвеса штанг; Хшт, Хгр - удлине-
ние насосных штанг и труб от веса столба жидкости,
Рж г h 7/ п
XUII+XI1,= =-^2J[7i-+-7-], (2.38)
J 1шт J тр
где Рж =кд-рж-Р-£ - вес столба жидкости над плунжером; Ц -длины
секций штанг; /шт - площади поперечного сечения штанг; L -глубина
подвески насоса;/„р- площадь поперечного сечения труб;
Е = 2,1 10й Н/м2- модуль упругости стали.
Последний член формулы (2.37) учитывает увеличение длины
хода плунжера за счет инерционных сил - 8И:
~ _ PUL (O'r m L_ я2п2 SAL2p _ 3,1422-7850-л2-£2_ 209 и2£25л
Е/шт~ E'f*>n ” 302-2-2,06 10" " 90 4,12 1012 Пр2 ’
Учитывая массу муфт штанг, получим
и ю12
2. Производительность по элементарной теории А.Н.Адонина [1]
ефМ440£«[5А(1+>и4н^т+М> (2-39)
где р = параметр Коши; а - скорость звука в колонне штанг; т-
коэффициент, учитывающий влияние инерции столба жидкости.
Для£>пл<43 мм w=l;
£>пл = 55 мм , w=l,5;
3-2083
65
£>пл = 68-73 мм w=2,0;
Z>M = 82 мм ти=3;
£>пЛ=93мм w=3;
120 мм т=4.
3. Формула производительности А.С.Вирновского
рф = 1440Fn[SA/cosg) - (WXzp) L (2.40)
где член SA/cos|i, выражающий перемещение плунжера при отсутствии
статических удлинений Хщг и Х^, получен для вынужденных колебаний
«свободной» штанги, т.е. штанги без плунжера, при гармоническом за-
коне движения балансира. Отсюда следует, что формула (2.40) приме-
нима лишь для насосов малого диаметра (D < 43мм и (1 < 0,785).
Формула (2.39) приемлема для всех диаметров плунжера при Ц <
0,55. При больших значениях ц она дает погрешность около 9% [1].
4. При откачке высоковязкой жидкости или при больших скоростях
откачки жидкости обычной вязкости большое значение приобретают си-
лы гидродинамического трения. Они возникают при движении штанг в
жидкости, жидкости в трубах, а также в клапанах насоса. Для этих усло-
вий соответствующую формулу получил А.С. Вирновский:
-1440Гп [ ~ ’ (241)
где р= h - константа трения, с1 (h = 0,24-1,0 с1); sh р = -——
- гиперболический синус. При Р = 0 из формулы (2.41) получается
формула (2.40).
5. В случае наличия силы сопротивления, вызванной трением плун-
жера о цилиндр и сопротивлением потоку жидкости в нагнетательном
клапане, в формулах (2.37) - (2.41) необходимо Хшт+Хф заменить на
Х^Хшт+Хтр+Хсж+Хиз. (2.42)
6. При двухступенчатой колонне штанг с учетом сопротивления
движению штанг в вязкой жидкости
66
Рф=1440Рп5пл, (2.43)
где 5ПЛ определяется по зависимости (2.33).
Теоретическая производительность глубинно-насосной установки
определяется [28] по формуле
gT=1440FwSA<
Коэффициент подачи ШГНУ
0-ф
Определяя по формуле (2.37), получим
Т|=1-
1 । 1 225-и2£2
SAE^fiMm fj 1012
(2.43')
(2.45)
Для облегчения расчетов можно воспользоваться номограммой
Иванова [28, с.52]. По этой номограмме можно ориентировочно най-
ти любой из пяти параметров работы ШСНУ((2, D, S, и, rj) при четы-
рех известных других.
Задача 13. Определить производительность и коэффициент пода-
чи ШСНУ по различным формулам и сравнить их.
Дано: глубина скважины Н=1500 м;
глубина спуска насоса £=1400 м;
диаметр насоса £>пл =38 мм;
диаметр штанг б7шт= 19 мм и труб 60 мм;
плотность нефти рн=850 кг/м3;
длина хода точки подвеса штанг SA =2,1 м;
число качаний и=10 мин1;
забойное давление Р5аб=30 кгс/см2;
содержание воды ив= 0,25.
Решение. Плотность жидкости
рж = Рн (1-«в)+рв- пъ = 850 0,75+ 1000 0,25 = 887,5 кг/м3.
67
Расстояние до динамического уровня
Р Q.1 о6
hd = H- =1500- ‘ „ =1155 м.
pxg 887,5-9,81
Вес столба жидкости над плунжером, полагая, что Рбуф=0,
Рж = hdpxF-g =1155-887,5-0,785-0,0382-9,81=11400 Н.
1. Определим производительность по теории А.М. Юрчука (фор-
мула (2.37)).
Предварительно определим
11400-1400
2,1 Ю11
2,83-Ю'4 + 8,6310-“ °>357м’
7^= 0,785-0,0192 = 2,83-Ю^м2;
4,= 0,785(0,Об2- 0,052) = 8,63-10’4 м2;
F= 0,785-0,0382 = 11,34-10’4 м2 ;
0Ф = 1440-1 1,34-1О'4-1О [2,1- 0,357+ -225''2,1 ]=29,97 м3/сут.
2. Производительность по формуле (2.39) А.Н. Адонина
яп-L 3,14-10-1400
п------_------------_------------= 0,293.
а 30-5000 30-5000
Режим откачки статический, £>пл<43; ти=1;
Сф = 1440-11,34-10’4-10 [2,1 (1+) - 0,357 ] = 29,93 м3/сут.
3. Производительность по формуле (2.40) А.С. Вирновского
0,293-180
Ц = ———= 16,8°; cos|i = 0,957;
68
. 2,1 ,
£>ф = 1440 11,34 10’4 10 - 0,357 ] = 30,00 м3/суг.
4. Определим производительность по формуле (2.41) при усло-
вии, что h = 0,6 с-1:
R 0,6 1400 -e~fi 1,182-0,846 a.,Q
р =--------- = 0,168; shp =-------= ----------—=0,168;
н 5000 н 2 2
4 2,1 ч
вф = 1440 1 1,34 1О-41О ~ 2 - 0,357 ] = 29,46 м3/сут.
О,у j / + U,loo
5. Определим производительность по формуле (2.42), полагая,
что сила сопротивления движению плунжера Рс=4 кН.
По формуле (2.29) определим Хсж штанг:
а 4 Ю3 1400
ХсЖШ Ем/Ш 2,1 10“-2,83 10- °’094м-
Изгиб штанг под действием Рс по формуле (2.32)
. 4 103 0,0162 195 ....
Л из = ------П---------7=0,019 м.
8-2,110"-639 10’’
где
0,05-0,019
=-----------
= 0,016 м;
2
. р 4103
4ж=л /Яш= 4 103/ 2,35(1-^)g = 2 35(1_ 887^5 =195 м;
Рш ’ 1 785о' ’
1=^-= 0,785 0,00954 = 6,39-10'9 м4.
4
По формуле (2.42) найдем X;
А = 0,357+0,094+ 0,019 = 0,470 м.
Найдем производительность по формуле (2.40):
69
. 2,1 ,
бф = 1440-11,34-«ЛЮ - 0,470 ] = 28,16 м3/сут.
Таким образом, производительность по первым трем формулам
не отличается. Существенные отличия наблюдаем при наличии силы
сопротивления (формула (2.42)) и с учетом гидродинамического со-
противления при высоких константах трения h > 0,6 с'1.
6. Определим коэффициент подачи:
£>т = 1440-Fh-Sa = 16,33-2,1 = 34,29 м3/сут.
Коэффициент подачи по формуле (2.44)
й..241.0.873-
1 Qt 34,29
с учетом вязкости жидкости
&.2М6.0.859-
1 вт 34,29
с учетом силы сопротивления
& = 28Д6
1 QT 34,29
2.5. РАСЧЕТ ПРОЧНОСТИ КОЛОННЫ ШТАНГ
Для определения напряжений, возникающих в штангах, необходимо
найти наибольшие нагрузки за цикл хода вверх и вниз. При динамиче-
ском или переходном режиме работы эти нагрузки определяются по
формулам (2.18) и (2.19). Затем находят наибольшее напряжение цикла
омах, амплитуду напряжений цикла аа и приведенное напряжение апр .
При статическом режиме работы установки применяют упро-
щенные формулы [25]. При их выводе радиальными и окружными
напряжениями в штангах пренебрегают:
a D2AP co2S
(2.46)
70
где ао - опытный коэффициент, имеющий размерность удельного ве-
са и учитывающий плотность жидкости, силы трения и другие факто-
ры, не поддающиеся аналитическому расчету. Его принимают рав-
ным 11500 Н/м3; х - расстояние от рассчитываемого сечения штанг до
плунжера; D - диаметр плунжера; dM - диаметр штанг; ДР - перепад
лп
давления над плунжером; рж - плотность жидкости; со = - угло-
вая скорость вращения кривошипа; wcp - средний кинематический
показатель совершенства СК,
тхв +тхн
ср 2 ’
Кинематический показатель при ходе вверх (тхв) или вниз (тхи)
равен отношению максимального ускорения точки подвеса штанг к
его значению при гармоничном движении точки, т.е. по элементар-
ной теории
<»тг 1+г/Ьш
т =----~’
соэт sin Д
где Pi° - угол между балансиром и шатуном при крайнем верхнем
положении заднего плеча балансира; г - радиус кривошипа; £ш -
длина шатуна.
По формуле А.С. Аливердизаде
1 + г/£щ
m=
где к - длина заднего плеча балансира.
Среднее напряжение в штангах
D2 л
Оср =[ -1 ]АР + Рш g x,
где рш - плотность материала штанг.
Зависимость для среднего напряжения цикла, окружное и ради-
альное напряжения в штангах, динамические силы, обусловленные
движением жидкости, были уточнены [25].
(2.47)
(2-48)
71
Последние учитывают коэффициентом а/, равным 1,15. В ре-
зультате зависимость принимает следующий вид:
- для одноступенчатой колонны
/ D1
Пер ~ -^(Рш — рж)<£ + 2^2
(2.49)
- для многоступенчатой колонны штанг можно получить
aoD2&P co2Sa p^d^+.-. + d^x,)
°-‘ 2Т г ’ ------------------т'-------’ * ’
Ш1 г ж о
У Р гр
Оср = Ш‘ (1 - Рж/Рш) + а» • гзг
Jxi Za^i
(2.51)
где - сумма весов i секций колонны штанг с учетом ниже располо-
женных секций;^ - площадь поперечного сечения z-той секции штанг.
При применении ступенчатой колонны штанг длины ступеней
подбирают так, чтобы наибольшие значения апр для всех ступеней
были одинаковы, т.е.
Пмах1Па1 — Омах i^ai-
Задача 14. Выбрать и рассчитать на прочность одноступенчатую
колонну штанг для СК 6-2,1-2500.
Дано: £>пл = 38 мм;
глубина спуска насоса - 600 м;
динамический уровень - 520 м;
плотность жидкости рж = 850 кг/м3;
буферное давление Р^= 0,3 МПа.
Решение. Выберем предварительно штанги диаметром 19 мм и
определим параметр Коши:
Ц=1’557100°0=0,185 1,57 С 'ПРИ "=15 СК 6-*’
72
Режим статический.
Определим перепад давления над плунжером из формулы (2.27):
АР = Лт +Рб+Л~Л,-
Полагаем, что гидравлическое сопротивление движению жидко-
сти в трубах мало, Рт = 0 (см. задачу 11).
Найдем статическое давление жидкости над плунжером:
Рст = 600-850-9,81 =5 МПа.
Давление под плунжером
Ро = (L - кд)р^ = (600- 520) 850-9,81 = 0,667 МПа.
Перепад давления над плунжером
ДР = (5,00 + 0,3 - 0,667)-106 = 4,633 -106 Н/м2.
Для СК 6-2,1-2500 максимальное число качаний п = 15; длина хо-
да SA= 2,1 м. Кинематический показатель совершенства СК 6
1 + r/L _ 1 + 1000/2500
Wcp_ лД-О*/*)2 V1-^000/2Ю0)2 1,59’
со =
ли = 3,142-15
30 ” 30
Амплитуда напряжения цикла по формуле (2.46)
аа =
11500 0^2 4,633-10-+ 850t57i2J600
2-0,0192-850-9,81 2
= 12,78-Ю6 + 19,38-106 = 32,15 МПа.
Среднее напряжение в штангах по формуле (2.48)
0,0382 , Л
Сер = [Гоо"1'92~ ]4,б3340 + 7850-9,81-600 =
= 4,633-Ю6 + 46,2-106= 50,82 МПа;
по формуле (2.49)
73
Gcp = 600(7850-850)-9,81 + l,15^^--4,633 106 =
= 41,2 106+ 10,65 106= 51,85 МПа.
Как видим, уточнение составляет 1 МПа.
Максимальное напряжение
амах = пср + Оа = 51,85 + 32,15 = 84 МПа.
Приведенное напряжение
Опр = л/^-^ах = д/32,15-84,0 =51,96 МПа.
Допустимы штанги из ст. 40 нормализованные, апр = 70 МПа, от=
320 МПа.
Задача 15. Выбрать и рассчитать на прочность двухступенчатую
колонну штанг для СК 6-2,1-2500.
Дано: 7)пл = 38 мм;
глубина спуска насоса -910 м;
динамический уровень - 880 м;
плотность жидкости рж = 850 кг/м3;
буферное давление Рб= 0,4 МПа.
Решение. Определим параметр Коши.
Для СК 6 «мах= 15МИН1; оу= 1,57 с'1; ц= = 0,283
Режим статический.
Определим перепад давления над плунжером из формулы (2.27):
ДР = РСТ +Рб+Рг-Р0.
Полагаем, что гидравлическое сопротивление движению жидко-
сти в трубах мало, Рг = 0 (см. задачу 77).
Найдем статическое давление жидкости над плунжером:
Рст = 910-850-9,81 = 7,59 МПа.
Давление под плунжером
Ро = (L - ^)p*g = (910- 880) 850-9,81 = 0,250 МПа.
74
Перепад давления над плунжером
ДР = 7,59 + 0,4 - 0,25 = 7,736 МПа.
Выбираем штанги 16 мм и 19 мм в равных долях.
Кинематический показатель совершенства СК 6
1 + r/Z 1 + 1000/2500
Wcp= ^-(г/к)1 Vl-(1000/2100)2 1,59
Для нижней секции диаметром 16 мм (формула (2.46))
= 11500.0,0у-7,736-10-+ 785() 1,572-2,1455 =
а1 2 • 0,0162-850-9,81 2
= 30,11 • 106 + 14,70-106 = 44,81 МПа.
По формуле (2.51) найдем
= РшЛх-X'g = xi g = 785о.455.9)8 1=з5504 МПа;
7x1 JxX
, 850 0,0382 Л
оср1 = 35,04-1041 - 736-10* =
= 31,25-106 + 25,1 • 106= 56,35 МПа.
Максимальное напряжение
Омах1=вср + <*а = 56,35+ 44,81 = 101,16 МПа.
Приведенное напряжение
Onpi = = 744,81-101,16 = 67,33 МПа.
Для верхней секции диаметром 19 мм по формуле (2.50)
11500-0,0382-7,736-10б ,, сп ,ОСП1,572-2,1 (0,0162 + 0.0192)
2 2-0,0192-850-9,81 2 0,0192
= 21,34-Ю6 + 25,12-106 = 46,46 МПа.
Вес секций штанг
75
Рш2 = Рш-fxi X2 g = 7850-0,785-0,0192-455-9,81 =9929 Н;
Рш1 =Рш-/х1 xrg = 78500,785-0,0162-455-9,81 =7041 Н;
По формуле (2.51) определим
^ср2
(9929 + 7041) г 850 0,0382 6
0,785-0,0192 Ч " 7850 + 1,15 2-0,0192 ’7’74 10
= 53,4-106 + 17,8-106= 71,20 МПа;
стмах2 = аср + оа = 71,2 + 46,46 = 117,66 МПа;
опр2 = 7^2‘^2 = 746,46-117,66 = 73,94 МПа.
Подбором длин штанг можно добиться выравнивания опр для
верхней и нижней секций. Увеличим длину нижней секции на 10%,
соответственно уменьшим длину верхней:
/,1=455+45 = 500 м; £2 = 455-45 = 410 м.
Произведем расчет по формулам (2.46) - (2.51).
Нижняя секция (диаметром 16 мм):
11500-0,0382-7,736-Ю6 „„ 1,572-2,1 спА
Са| =--------------------+ 1,59-7850—----—500=
а1 2-0,0162-850-9,81 2
= 30,11-Ю6 + 16,15-Ю6 = 46,26 МПа;
Рш1 =Pu,fxi xrg = 7850-0,785-0,0162-500-9,81 =7737 Н;
Л 850 0,0382 Л
=38’510 ч - W-+1’15ii^-7’736 10 =
= 34,33-Ю6 + 25,1 -106= 59,43 МПа;
<7мах1 = 0ср + <7а = 59,43 + 46,26 = 105,69 МПа.
Приведенное напряжение
Onpi = = 746,26-105,69 = 69,92 МПа.
76
Для верхней секции диаметром 19 мм по формуле (2.50)
_ 11500 0,0382 -7,736-Ю6 ,, ^ocnl,572 -2,1 (0.0162 -500+0,0192 -410)
Оа2 2 • 0,0192-850-9,81 +’ 2 0,0192
= 21,34-106 + 24,7-106 = 46,04 МПа.
По формуле (2.51)
= 7850-0,785 (0,0162 500 +0,0192-410)-9,81 = 16685 Н;
16685 850 Л
°ср2 “ 0,785 -0,0192 “ 7850 + 17,8010
= 52,5-106 + 17,8-106= 70,32 МПа;
омаХ2 = <зср + оа ~ 70,32 + 46,04 = 116,36 МПа.
Приведенное напряжение
Опр2 = л/^-^тахг = >/46,04-116,36 = 73,20 МПа.
По табл.2.6 выбираем для штанг диаметром 16 и 19 мм сталь 20Н2М,
имеющую 0^=90 МПа, от=390 МПа для некоррозионных условий.
Запас прочности:
поапр 90/73,2 = 1,23;
390 „
по GT Т|- j 16 36 -3,35.
Задача 16. Выбрать режим работы СК 6-2,1-2500 исходя из рас-
четов на прочность двухступенчатой колонны штанг из стали 40 .
Дано: £>пл = 38 мм;
глубина спуска насоса - 1000 м;
динамический уровень - 950 м;
плотность жидкости рж = 850 кг/м3;
буферное давление Рб= 0,5 МПа;
штанги из стали 40, апр =70 МПа.
Решение. Определим параметр Коши.
Для СК6 имах=15 мин1;®= 1,57с';0,320.
77
Режим переходный
Определим перепад давления над плунжером из формулы (2.27):
АР = Рст+Рб+Рг-Р0.
Полагаем, что гидравлическое сопротивление движению жидко-
сти в трубах мало, Рг = 0 (см. задачу 11),
Найдем статическое давление жидкости над плунжером:
Рст = 1000-850-9,81 = 8,34 МПа.
Давление под плунжером
Ро = (L - = (ЮОО- 950) 850-9,81 = 0,417 МПа.
Перепад давления над плунжером
АР = 8,34 + 0,5 - 0,417 = 8,423 МПа.
Выбираем штанги 16 мм длиной 600 м и 19 мм длиной 400 м.
Кинематический показатель совершенства СК 6
1 + r/Z 14-1000/2500
/”ср= ф-(г/к)2 ^-О000 7 2100)2 1,59‘
Для нижней секции диаметром 16 мм (формула (2.46))
11500-0,0382-8,423 -10s 6 -,ос,Д572 <2,1
ая| =---------------------+ 1,59-7850—----—600 =
а1 2 • 0,0162-850-9,81 2
= 32,76-106 + 19,38 106 = 52,14 МПа.
По формуле (2.51) найдем
Ри.\ Pu.fx, X,g
~Т~ =------f----= Pu,xrg = 7850-600-9,81=46,21 МПа;
J х\ J Х1
s 850 0,0382 Л
acpi =46,21-1041 - ^]- + MS^^.8,423.10^
= 41,21 • 106 + 27,32-106= 68,53 МПа.
Максимальное напряжение
78
Омах1 =аСр+<^а= 68,53 + 52,14 = 120,67 МПа.
Приведенное напряжение
Onpi = = л/52,14 -120,67 = 79,32 МПа.
Для верхней секции диаметром 19 мм по формуле (2.50)
11500-0,0382-8,423-Ю6 . .. _...1,572-2,1 (0,0162600 + 0,0192400)
а2 2-0,019 - 850-9,81 2 0,0192
= 23,23-Ю6 + 26,67-Ю6 = 49,90 МПа.
Вес секций штанг
Рш2 = Рш/х2 *2-g = 7850-0,785-0,0192-400-9,81 =8729 Н;
Рш\ = Рш-fxi -xrg = 7850-0,785-0,0162-600-9,81 = 9285 Н.
По формуле (2.51) определим
(8729 + 9285) 850 0,0382 Л
°-- +'^tw8’423'10 ^
= 63,57-Ю6 + 19,37-106= 82,94 МПа;
оМах2=<7ср+<7а= 82,94 + 49,90 = 132,84 МПа.
Приведенное напряжение
ОПР2 = 7^2-^2 = 749,90 -132,84 =81,42 МПа.
Следовательно, штанги должны быть из стали класса 20Н2М,
имеющей опр т = 90 МПа.
Уменьшим число качаний до п = 9 мин1:
со =
= 3,142-9
30 “ 30
=0,942 с1;
0,942-1000 .... .
ц=——= 0,192 (режим статический).
Вновь рассчитаем нижнюю секцию штанг (диаметр - 16 мм, 600 м):
, 0 9422-21
Оа1 = 32,76-106 +1,59-7850-!—^—-600 =
79
= 32,76-106 + 6,98-106 =39,74 МПа;
jP р f • х &
-у-= ш х' ' = ршхгё= 7850-600-9,81=46,21 МПа;
7x1 7xi
°.Р1 -46,2110‘ [1 - ^1- + 1.15^•8,423 106 =
= 41,21 • 106 + 27,32-106= 68,53 МПа.
Максимальное напряжение
оМах1 =оср + оа = 68,53 + 39,74 = 108,27 МПа.
Приведенное напряжение
опр1 = = л/39,74 • 108,27 = 65,59 МПа.
Для верхней секции диаметром 19 мм по формуле (2.50)
Са2=23,23-106 + 1,59-7850^ 24 --^У192 =
= 23,23-106 + 9,60-10б = 32,83 МПа.
Вес секций штанг
Рш2 = pMfx2 x2-g= 7850-0,785-0,0192-400-9,81 =8729 Н;
Рш\ = Рш-fxi -x;-g = 7850-0,785-0,0162-600-9,81 = 9285 Н.
По формуле (2.51) определим
(8729 + 9285) 850 0,0382 6
СТср2“ 0,785-0,0192 “ 7850 1’ + 1,15 2-0,0192 '8’423 1° “
= 63,57-106 + 19,37-106= 82,94 МПа;
Омах2=оср+аа = 82,94 + 32,83 = 115,77 МПа.
Приведенное напряжение
ОПР2 = ^02-^2 = л/32,83 -115,77 =61,65 МПа.
Следовательно, если ограничить число качаний п< 9 мин1, то
можно использовать штанги из стали 40, <7Прт =70 МПа.
80
Задача 17. Выбрать материал для верхней секции колонны штанг
по условиям задачи 10, исходя из рассчитанных нагрузок на головку
балансира.
Решение. По условиям задачи 10 длина штанг - 1870 м, из них
<7ш2 = 22 мм; АШ2=560 м; е/ш1 =19 мм; £Ш1=1310 м.
Максимальная и минимальная нагрузки по теории Вирновского
составляют Рмах= 70930 Н; Рмин = 26927 Н.
Определим максимальное и минимальное напряжения по форму-
лам (5.7) и (5.8):
Ртах 70930 , ,
°мах=ТГо,785-0,0222 = 186,6-106 Н/м2;
Pmin 26927 , ,
°min - Аг 0,785 • 0,0222 70,9‘10 Н/м ’
Амплитудное напряжение
^ = ^2^ = 57,85 МПа.
_ max
2
2
Приведенное напряжение
тах =757,85-186,6 = 103,9 МПа.
По табл. 2.6 выбираем материал верхней секции штанг. Это мо-
жет быть сталь 20Н2М нормализованная с поверхностным упрочне-
нием ТВЧ (оПр =110 МПа) для некоррозионных условий или ст. 40 с
такой же обработкой (опр =120 МПа).
Запас по приведенному напряжению для стали 20Н2М составит
&пр.т 110
п=_^7 = 103^"1’06;
по пределу текучести
от 390
’’-<г~=г«.:г2Ж
^тах iw,v
81
2.6. РАСЧЕТ НКТ ПО АВАРИЙНОЙ НАГРУЗКЕ
ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ ШГНУ
Аварийная нагрузка на НКТ возникает в случае обрыва штанг в
процессе работы или спуска насоса в скважину [25]:
Рт.ав ~ Ру +Ртж+Рж Р'\ ш 9 (2.52)
где = Рт - вес труб без учета погружения части их в жидкость; Ршж - вес
штанг с учетом погружения их в жидкость; Рж - вес столба жидкости в
трубах; Р1Ш - сила инерции от массы оборвавшейся колонны штанг.
Вес колонны НКТ определяется по формуле
PT=LTqTg, (2.53)
где LT - длина колонны НКТ; qT- масса 1 п.м НКТ с учетом муфт; g
- ускорение свободного падения.
Если предусматривается большое заглубление насоса под дина-
мический уровень, то следует учесть облегчение в жидкости:
Рж
Рт =ZTi ^Ti g + Zt2-^t2 g [1--], (2.54)
Pm
где Zt2 - длина участка колонны НКТ, погруженного в жидкость (ни-
же динамического уровня).
Вес штанг в жидкости
(2.55)
Гшш
где £ш- длина колонны штанг; дш - масса 1 п.м колонны штанг; /?шт -
плотность материала штанг.
Вес столба жидкости в трубах
Рж = 0,785 <fLwpxg, (2.56)
где d - внутренний диаметр НКТ.
82
Сила инерции от массы оборвавшейся колонны штанг определя-
ется по ускорению падения:
Р i ш— gn, (2.57)
где/ц - площадь поперечного сечения штанг по металлу; gn - ускоре-
ние падения колонны штанг( gn = 3-5-6 м/с2).
Для определения ускорения падения штанг в трубах рассмотрим
две ситуации:
1) обрыв штанг в процессе работы насоса, который чаще всего и
происходит. Максимальная длина хода плунжера насоса у обычных
СК - 3 м, у длинноходовых СК -6 м. Учитывая, что падение проис-
ходит в столбе жидкости, ускорение падения не превысит 3-6 м/с2
при любых самых неблагоприятных условиях;
2) обрыв штанг в процессе спуска плунжера (насос НГН) или на-
соса НГВ - редкий случай.
В этом случае ускорение падения штанг вряд ли достигнет 9,81
м/с2, так как падение происходит в колонне труб, где постоянно тор-
мозится за счет трения о стенки труб, и установившийся в НКТ ста-
тический уровень жидкости с амортизирует усилие от падающих
штанг. Кроме того, в этом случае на трубы не действует вес столба
жидкости, что снижает общую нагрузку на НКТ. Таким образом, це-
лесообразно принимать ускорение падения штанг не выше 3-6 м/с2 в
соответствии с длиной хода насоса.
Полученную аварийную нагрузку сопоставляют с расчетной
(страгивающей или предельной) нагрузкой:
Л.ав<—, (2.58)
п
= 1,1+1,15.
83
Задача 18. Рассчитать аварийную нагрузку на гладкие НКТ 60x5 мм
длиной 1400 м при спущенном в них насосе НН на штангах диаметром
16 мм на глубину 1200 м. Динамический уровень -1150 м, рж = 900 кг/м3.
Решение. Определим вес труб по формуле (2.54):
Рт = 1150-6,96 9,81 + 250-6,96 9,81 [1--^-]= 93631 Н.
7850
Вес штанг в жидкости определим по формуле (2.55).
Штанги диаметром 16 мм;/ш = 2,01 см2; дш= 1,67 кг/м; диаметр
муфты Z)M=38 мм меньше внутреннего диаметра НКТ на 12 мм:
Ршж= 1200-1,67-9,81[1--^-]= 17405 Н.
7850
Вес столба жидкости в трубах (формула (2.56))
Рж = 0.785-502 106 -1200-900 9,81= 20791 Н.
Сила инерции от оборвавшихся штанг по формуле (2.57)
Piul= 1200-2,01-10'4 -7850-6= 11360 Н.
Аварийная нагрузка на НКТ (формула (2.52))
Ртав = 93631 + 17405+20792+11360=143188 Н.
Страгивающую нагрузку на гладкие НКТ 60X5 мм определим по
формуле (2.11).
Для НКТ 60X5 мм qi= 6,96 кг/м; LP= 29,3 мм; hi =1,41 мм. Находим:
Ь= 5,0-1,41 = 3,59 мм; t/= 603 -2 • 5 = 503 мм; 50,3+ 3,59 = 53,9 мм;
3 59
7 = ' _ = 0,418; ctg69° = 0,384;
84
э _ 3,14-53,9-3,59-380-10”6-IO6
СТР ~ 53 9
1 + 0,418—-^—0,384
2-29,3
= 201183 Н.
Коэффициент запаса по страгивающей нагрузке из формулы (2.58)
201183
143188
= 1,4>1,1.
Трубы выдерживают аварийную нагрузку с запасом 1,4.
2.7. РАСЧЕТ НКТ НА ЦИКЛИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ
При работе ШСНУ на НКТ действуют циклические нагрузки. При
этом трубы проверяются на страгивающую нагрузку и на выносливость.
Циклические нагрузки на трубы возникают в связи с тем, что
часть столба жидкости при ходе штанг вверх воспринимается плун-
жером, а при ходе вниз - полностью трубами.
Отсюда максимальная нагрузка на трубы будет при ходе штанг
вниз, минимальная - при ходе вверх:
Ртахт — Рт.вРn+Pf вн >
Рminx = Рt.jk+(^*t.b"^*V>н ~Pf вв , (2.59)
где Рт ж - вес труб с учетом погружения части их под динамический
уровень; FT.B - площадь сечения внутреннего канала трубы; F - пло-
щадь поперечного сечения плунжера; Рн - давление столба жидкости;
Р/вн, Р/вв - силы трения при ходе штанг вниз и вверх соответственно.
Принимаются равными 3% от веса штанг в жидкости [25].
Давление столба жидкости в трубах
Рн = ^н’Рж*£> (2.60)
где £н - глубина спуска насоса; рж - плотность жидкости.
Вычисляются максимальное и минимальное напряжения в верх-
нем сечении труб по основной плоскости резьбового соединения:
85
- __ 1 max./и . _ 2min.m
max r, \ ^min j-,
ГР P
(2.61)
где Fp - площадь поперечного сечения верхней трубы по основной
плоскости резьбового соединения.
Зная предел выносливости материала труб при симметричном
цикле (о_1) по результатам стендовых испытаний, определяют запас
прочности на циклические нагрузки:
(ka)daa+<paon ’
(2.62)
Здесь 0.1 - предел выносливости материала труб, определенный
при испытаниях в коррозионно-активных средах, при симметричном
цикле растяжение - сжатие; (k^d - коэффициент, учитывающий кон-
центрацию напряжений, масштабный фактор и состояние поверхно-
сти детали,
а — о
лг — max mm
° 2
где оа - амплитуда напряжений асимметричного цикла;
сгт ~ а,пах % a,nin ~ среднее напряжение асимметричного цикла; фа -
коэффициент, учитывающий свойства материала и характер нагруже-
ния. Он равен 0,07-0,09 для материалов с ов = 370-550 МПа и фо =
0,11-0,14 для материалов с ов = 650-750 МПа [6].
Вычисленный запас прочности должен быть не ниже п = 1,3.
При расчете по формуле (2.62) следует учесть, что предел вынос-
ливости определяется относительно стандартных гладких образцов в
коррозионно-активных средах (обычно - морская вода). По данным
[20, 25] для материала труб категории прочности «Д» o.j = 300 МПа
для воздуха и o.i = 160 МПа - для морской воды.
86
Коэффициент для насосно-компрессорных труб не
определен.
Воспользуемся данными для бурильных труб с резьбовыми со-
единениями по ГОСТ 631-75 [20]. В соответствии с табл. 5 [20] для
труб диаметром 73,89 мм из стали с <зт = 50 кгс/мм2 (kc)d = 6; для труб
диаметром 140 мм «Д» ог = 38 кгс/мм2 коэффициент (kG\j = 4,4, т.е. с
увеличением предела текучести увеличивается и (ко)л. Такая же тен-
денция отмечается и для тела труб: для труб диаметром 60 мм и 146
мм «Д» (kG)d = 2,6; для труб диаметром 140 мм о m = 50 кгс/мм; (kG)d =
3,4. Таким образом, для резьбового соединения гладких НКТ диамет-
ром 73 мм величина (к^ составит 4,4-4,5.
Значения коэффициента сра составляют [20]: для о в = 650-1000
МПа (ра = 0,1; для ав = 1000-1200 МПа фа = 0,2.
Задача 19. Определить запас прочности гладких НКТ 73x5,5 мм
на циклические нагрузки при их спуске на глубину 1450 м, если в
скважину опускается вставной насос НГВ-43 на штангах диаметром
19 мм. Динамический уровень - 1200 м; хвостовик насоса - 50 м;
рж' = 850 кг/м3.
Решение. По формуле предыдущей задачи вычисляем
Рт.Ж
= 1200 -9,5-9,81 4-250 -9,5-9,81
850
7850
= 132610 Н.
= 28780 Н.
По формуле (2.55)
Р„, = 1400 • 2,35 • 9,81 1 -
шж L 7850
Давление столба жидкости в трубах по формуле (2.61)
Р« = £Hp«g = (1450-50) -850-9,81 = 11674 кН/м3.
Площадь поперечного сечения внутреннего канала труб
FT.B = 0785d2= 0785-622-10’6 = 3,017-Ю’3 м2.
Площадь плунжера
F = 0,785-432-10'6= 1,451-Ю’3 м2.
87
Подставляя вычисленные значения в формулу (2.59), найдем
^шах.т И /^min.T? ПрИНИМаЯ Pf — 0,03
^.1=132610+ 3,017-10'3-11674-103+0,03-28780=168693 Н=168,6 кН;
Pmin.T = 132610+ (3,017-1,451) 10’3-11674-103-0,03 -28780 = 150,0 кН.
Площадь поперечного сечения трубы по резьбе в основной плоскости
Fp =0,785 [(D-2h,)2-d2] =0,785 [(73-2-1,41)2-622] 10’6 = 848,6-10’6 м2.
По формулам (2.61) найдем о тах и о min, а затем о т и а о:
=—*^^ = 19881(/Н/л?=1988 МПа;
тах 84^6-10”
15ОЛ9Я
rmin = , = 176,8- 106Н/м2 =176,8 МПа;
m,n 848,6-10”
198,8 + 176,8 io-,owrr
‘т = —— ----— = 187,8 МПа;
198,8-176,8 „ Л к>гтт
=-----------— = 11,0 МПа.
2
Запас прочности по циклическим нагрузкам определим по фор-
муле (2.62), принимая (kG)d = 4,5 и (ра = 0,1:
160
и =-----------—-----------= 2,34 >1,3.
4,5 11,0 + 0,1 187 ,8
Следовательно, выбранные НКТ имеют значительный запас
прочности по циклическим нагрузкам.
2.8. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОМЕНТА НА ВАЛУ КРИВОШИПА
И МОЩНОСТИ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Максимальный крутящий момент на кривошипном валу редукто-
ра, Н-м, определяется по эмпирической формуле Р.А. Рамазанова:
^4р.тах= 300-5 + 0,236-5-(Ртах- Pmin), (2.63)
88
где S - длина хода точки подвеса штанг; Ртах, Pmin - максимальная и
минимальная нагрузки на головку балансира, определяемые по усло-
виям скважины.
Формула (2.63) получена для условий полного уравновешивания
станка-качалки и полного заполнения цилиндра насоса.
По данным А.Н. Адонина, формула (2.63) дает несколько зани-
женные по сравнению с фактическими значения максимального кру-
тящего момента, причем для насосов диаметром более 55 мм расхож-
дение может достигать 20 - 25%.
Для определения мощности электродвигателя и мощности, по-
требляемой установкой ШГН в целом, воспользуемся методикой
Азинмаша [25].
Из соотношений [25; (4.153) в (4.156)] можно найти
эд ~ „
мех
(2.64)
где т|мех - механический КПД подземной части установки, определяе-
мый по таблице 11 [25].
Потеря мощности в станке-качалке, кВт, определяется по соот-
ношению
No = K-n-10'3, (2.65)
где К - коэффициент, зависящий от типа станка-качалки (см. таб-
лицу 11 [25]); п - число качании.
Теоретическая мощность установки с учетом гидравлических по-
терь [25]
Хт = 0,0167£>2Др5'пли10’3, (2.66)
где D - диаметр плунжера; Др - гидродинамическое давление на
плунжер; 5ПЛ - длина хода плунжера.
Мощность, потребляемая установкой ШГН,
89
N ^^т+^-Nc
ycm
Лмех ‘ Лэд
(2.67)
где т|эд - КПД электродвигателя, определяемый по табл. 2.9
Таблица 2.9
Технические данные электродвигателей для станков-качалок [23]
Двигатель Номи- нальная мощность, кВт кпд, % cosa Двигатель Номи- нальная мощность, кВт кпд, % cosa
АОП-41-4 1,7 81,0 0,82 АОП2-52-4 10,0 88,0 0,83
АО2-22-4 2,2 82,5 0,83 АОП-63-4 14,0 87,5 0,87
АОП-22-4 2,8 83,0 0,84 АОП2-65-4 13,0 88,0 0,84
АО2-31-4 3,0 83,5 0,84 АОП-72-4 20.0 88,0 0,87
АОП-51-4 4,5 84,5 0,85 АОП2-71-4 22,0 89,5 0,85
АОП2-41-4 4,0 85,0 0,81 АОП-73-4 28,0 89,0 0,87
АОП2-42-4 5,5 87,0 0,82 АОП2-72-4 30,0 90,0 0,85
АОП-52-4 7,0 86,0 0,86 ЛОП-84-4 40,0 90,0 0,88
АОП2-51-1 7,5 88,0 0,83 АОП2-814 46,0 91,0 0,89
АОП-62-4 10,0 86,5 0,87 АОП2-824 55,0 92,0 0,89
В качестве приводов станков-качалок используются коротко-
замкнутые асинхронные двигатели в закрытом обдуваемом исполне-
нии единой серии АО и с повышенным пусковым моментом (АОП), а
также более надежные и с высоким КПД серии АО2, АОП2 [23]. Все
электродвигатели имеют частоту вращения от 1420 до 1470 мин1;
кратность пускового момента к номинальному равна 1,8-2,0; крат-
ность максимального момента - 2,2-2,8.
Задача 20. Определить момент на валу кривошипа и мощность
электродвигателя установки СК-12-2,5-4000.
Исходные данные:
глубина подвески насоса L = 1870 м;
динамический уровень Лд= 1800 м;
диаметр плунжера D = 32 мм;
диаметр НКТ dTp = 60x4,5 мм;
90
диаметры штанг: Jml = 22 мм; Lx = 560 м; t/m2 = 19 мм; Ь2 = 1310 м;
плотность жидкости рж=880 кг/м3.
Решение. По формуле (2.12) найдем параметр Коши.
Для СК-12-2,5-400 «тах =12 мин ; 5тах = 25 м;
3,14 12 4
G)=-------= 1,26с
30
1,26 1870
4900
= 0,479
Режим динамический, следовательно, максимальную и мини-
мальную нагрузки на головку балансира следует определять по фор-
мулам динамической теории. Воспользуемся упрощенными форму-
лами Вирновского (2.21) и Адонина (2.23).
Предварительно найдем Рж по формуле (2.14) (РБ= 0):
Рж= 0,785-0,0322-1800-880-9,81 = 12491 Н.
Вес штанг в жидкости
! рж
Рш.
=Р,14-560+2,35 1310? 9,81
880
7850
=42136 Н;
Рш = 47450 Н.
Коэффициент отношения площадей
=---Д-----= —— = 0,719
7,84+3,07
где f^ = 0,786 (0,062-0,512) = 7,84-1 О’4 м2;
Уштхр находим по формуле (2.20):
= оз + 0 7 =3>07 см2;
380+2?3
<'_,=J/_/0>785=1,98-1(T!m.
91
Удлинение штанг от веса столба жидкости (формула (2.19’))
Лшт =--------0,362 м.
шт 2,1 • 106 • 105 • 3,07 • 10 "4
По формуле (2.21)
Pmi= 42136-0,011-2^221.12 • 4745(1/0,719-2,5-0,362 -1000= 29008 Н
0,0198
По формуле Адонина А.Н. (2.23)
е 8,038-3,07
F^-f^ 20,42-3,07
т -
1,2
3,0
1,2 V
= 1,596 Н;
N L2,5_
Момент на кривошипном валу редуктора (формула (2.63))
Р„„ = 47450 +12491 + (47450 + 0,286 • 12491)1,6 + 2500•2,5 = 71992 Н
Мр-тах = 300-2,5 + 0,236-2,5(71992-29008) = 26110 Н-м.
Для СК-12-2,5-4000 допустимый момент на валу кривошипа -
40 000 Нм.
Полезную мощность электродвигателя определим по формуле
(2.64). Предварительно найдем No по соотношению (2.65):
No= 144-12-10'3 = 1,73 кВт.
Теоретическую мощность установки найдем по формуле (2.66),
где Ар = hgpxg = 1800-880-9,81 = 15,54-106 Н/м2.
Длину хода плунжера найдем по формуле (2.34), пренебрегая
вязкостью жидкости и силами сопротивления движению плунжера.
Тогда X = ХшТ + Хф (X шт = 0,362 м).
Удлинение труб при ходе штанг вниз по формуле (2.28)
92
2 =--------т;----------т- = 0,142 м;
р 2,1 • 10* • 105 • 7,84 • 10-4
Х= 0,362+ 0,142 = 0,504 м.
Параметр Коши для каждой ступени штанг
ZA = = °>144 (в градусах р = 8,25°);
Ai = = °>337 (в градусах ц = 19,3°).
Длина хода плунжера
2 5
-----------------0,504 = 2,28м.
cos 8,25° • cos 19,3° -—sin 8,25° • sin 19,3°
3,8
Теоретическая мощность установки
NT= 0,01670,0322 15,54 106-2,28 - 12 10'3 = 7,26 кВт.
Полезная мощность электродвигателя
^W-1,73
эа 0,8 ’
где т|мех = 0,87 [25, табл. 11].
По табл. 2.9 выбираем электродвигатель АОП-62-4 с КПД 86,5%;
cos = 0,87; номинальная мощность - 10 кВт. Потребляемая мощность
установки составит
10>07 О
^vcm =-----= 1 1,65 КВТ.
уст 0,865
2.9. РАСЧЕТ БАЛАНСИРА НА ПРОЧНОСТЬ
При расчете балансира на несущую способность необходимо опре-
делить величину максимальной кратковременно действующей нагруз-
ки. Эта нагрузка может превысить максимальную нагрузку в точке
93
подвеса штанг при установившемся движении вследствие мгновенного
заклинивания плунжера в результате попадания между цилиндром и
плунжером крупинок леска, находящегося в откачиваемой жидкости.
Предполагается, что в результате такого мгновенного заклинивания
станок не остановится и лишь увеличится нагрузка в точке подвеса
штанг против допускаемой проектной [22].Увеличение максимальной
нагрузки при мгновенном заклинивании можно учесть коэффициентом
к, величину которого следует принимать в пределах 1,5 - 2,0:
Р’макс = k Рмакс> (2.68)
где Рмакс - максимальная нагрузка в точке подвеса штанг, определяе-
мая по одной из теорий п. 2.2 (предпочтительнее по формулам А.С.
Вирновского). На рис. 2.1 приведены диаграммы А.С. Адонина.
Опасное сечение балансира расположено над осью его качания и
находится под действием нормальных напряжений от действия изги-
бающего момента Ми касательных напряжений в центре тяжести попе-
речного сечения балансира от действия поперечных сил. Касательные
напряжения в балочных конструкциях, подобных балансиру, незначи-
тельны, поэтому при расчете балансира ими можно пренебречь[22].
Максимальное напряжение от изгиба с учетом вероятности мгно-
венного заклинивания плунжера насоса в цилиндре
<7^=^ , (2.69)
W
где Л/мах = ^гР'мах - максимальный изгибающий момент; - длина
переднего плеча балансира; W- момент сопротивления рассчитывае-
мого сечения,
w=^~- (2-70)
У max
Коэффициенты запаса при хрупком разрушении и пластической
деформации
пв=~', Пт=~^- (2-71)
^тяу '“'тях
94
б
Рис. 2.1. Диаграммы А.Н. Адонина:
а - область применения станка-качалки на диаграмме
(I - 1СК-1,5-0,42-100; II - 2СК-2-0,6-250; III - ЗСК-З-0,75-400; IV - 4СК-3-1,2-700;
V - 5СК-6-1,5-1600; VI - 6СК-6-2,1-2500; VII - 7СК-12-2,5-4000; VIII - 8СК-12-3,5-8000;
IX - 9СК-20-4,2-12000); б - область применения станка-качалки на диаграмме
(I -1 СК-1-0,6-100; II - 2СК-1,25-0,9-250; III - ЗСК-2-1,05-400; IV - 4СК-2-1,8-700;
V - 5СК-4-2,1-1600; VI - 6СК-4-3-2500; VII - 7СК-8-3,5-4000; VIII - 7СК-8-3,5-6000;
IX - 7СК-12-2,5-6000; X - 9СК-15-6-12000)
95
При расчете балансира на переменные нагрузки необходимо ис-
пользовать значения Рмах и Pmm, определяемые по одной из теорий п.
2.2. Затем определяют амплитуду изменения напряжения оа и среднее
напряжение ow по формулам
лг — (^max ^min) ,
а 2W 9
„ -^ax+^in)
Зная предел выносливости материала балансира при симметрич-
ном цикле, определяют запас прочности на переменные нагрузки по
формуле (2.62).
Задача 19,а. Рассчитать балансир 8СК 12-3,5-8000 на прочность и
выносливость, если максимальная и минимальная нагрузки на голов-
ку балансира по формулам А.С. Вирновского составляют
Рмах = 81592,6 Н; Pmin= 21260,5 Н.
Материал балансира - ст. 3.
Решение. Поперечное сечение балансира СК12-3,5-8000 в расчет-
ном сечении представляет два сваренных двутавра №60 с двумя при-
варенными накладками толщиной 10 мм (рис. 2.2).
Момент сопротивления опасного сечения балансира
W = 2WT + JJywa = 2 • 2510 + 2 • 38 • 1 • 30,52/ 31 = 7300 см3,
где Jx = ZFb2 - момент инерции накладок.
Принимаем кратность мгновенной нагрузки к = 1,5:
^'max = 1,5-81592,6 = 122,39 кН.
Максимальное кратковременно действующее напряжение о’мах в
опасном сечении балансира под действием кратковременно дейст-
вующего изгибающего момента найдем по формуле (2.69):
о’мах = 3,5 • 122,39-103 /7300 -106 = 58,68 МПа.
96
Рис. 2.2. Поперечное сечение (один из вариантов) балансира СК12-3,5-8000
Запас прочности в случае хрупкого разрушения по формуле (2.71)
пв = 400/58,68 = 6,82,
где ов = 400 МПа - предел прочности материала балансира ст. 3.
Запас прочности в случае пластической деформации
«т= 220/58,68 = 3,75,
где от = 220 МПа - предел текучести материала балансира ст. 3.
Проверим балансир на действие циклических нагрузок.
По формулам (2.72), (2.73) найдем
оа = 3,5 (81592,6 -21260,5)/ 2-7300 10'6 = 14,46 106 Па = 14,46 МПа;
от = 3,5 (81592,6 + 21260,5)/ 2-7300 10-6 = 24,66 МПа.
По формуле (2.62) найдем коэффициент запаса на циклические
нагрузки, полагая, что ка = 1,5; 8а = 0,9; рст = 0,6. Тогда (ka)d = 2,8; По-
лагая, что фа= 0,05, найдем
п = 170 / (2,8 14,46+0,05-24,66) = 4,07,
где о_1 = 170 МПа - предел выносливости для ст. 3.
Полученные запасы прочности при статических и циклических
нагрузках обеспечивают надежную работу балансира.
4-2083
97
3. ВЫБОР МАШИН И ОБОРУДОВАНИЯ
ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ СКВАЖИН
ЭЛЕКТРОЦЕНТРОБЕЖНЫМИ НАСОСАМИ (ЭЦН)
3.1. УСТАНОВКИ ПОГРУЖНЫХ
ЭЛЕКТРОЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Установки ЭЦН являются основным видом нефтедобывающего
оборудования. Если в 1960 г. ими добывалось 9,3 млн. т нефти, то
уже в 1980 г. - около 200 млн. т при 19% фонда скважин.
Основным фактором широкого применения УЭЦН является ус-
тановка привода в скважине около насоса, что ликвидировало длин-
ный узел связи между ними и позволило снять ограничение на пере-
дачу полезной мощности насосу.
3.1.1. ПОГРУЖНЫЕ ЭЛЕКТРОЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
В настоящее время полезная мощность ЭЦН составляет от 14 до
120 кВт против 40 кВт у штанговых насосов. Промышленностью вы-
пускаются насосы для отбора до 1000 м3/сут жидкости при напоре
900 м (табл. 3.1 и 3.2).
Содержание в добываемой жидкости сероводорода - до 0,01 г/л;
для установок коррозионно-стойкого исполнения - 1,25 г/л; макси-
мальное содержание попутной воды - 99%, свободного газа на входе
в насос - не более 25% (по объему), а для установок с модулями-
газосепараторами - 55%. Максимальное содержание твердых частиц
-0,1 г/л, а для насосов в износостойком исполнении - до 5 г/л.
Шифр: ЭЦН-5А-360-600 - электроцентробежный насос для об-
садной колонны 5 дюймов (диаметром 146 мм), подача - 360 м3/сут,
напор - 600 м вод. ст. (р= 1000 кг/м3).
Диаметры эксплуатационных колонн в обозначении группы ЭЦН
соответствуют:
4 - обсадная колонна диаметром 127 мм с внутренним диамет-
ром 112 мм;
98
5 - обсадная колонна диаметром 140 мм с внутренним диаметром
121,7 мм;
5 А - обсадная колонна диаметром 146 мм с внутренним диамет-
ром 130 мм;
6 и 6А - обсадная колонна диаметром 168 мм с внутренним диа-
метром 144,3 мм и 148,3 мм соответственно.
В соответствии с группами ЭЦН диаметры корпусов насосов со-
ставляют 86 мм, 92 мм, 103 мм, 114 мм и 137 мм. Внутренний диа-
метр корпусов насосов соответственно равен 74 мм, 80 мм, 90 мм, 100
мм и 120 мм.
В последнее время промышленностью освоен выпуск насосов в
модульном исполнении [17], что позволяет более точно подобрать
насос для широкого диапазона параметров скважин. В этом случае в
обозначение насоса вводится буква «М». Предусмотрено изготовле-
ниие 55 типоразмеров ЭЦНМ (см. табл. 3.2).
Таблица 3.1
Характеристики погружных центробежных насосов
Шифр насоса Номиналь- Рабочая область КПД, % Число ступеней Масса, кг
подача м3/сут на- пор, м подача, м3/сут напор, м
ЭЦНИ5-40-950 940 960-690 37,8 191 185
ЭЦН5-40-1400 40 1475 25-70 1510-1100 38,0 229 313
ЭЦНИ5-40-850 860 890-650 38,0 174 170
ЭЦН5-80- 850 850 910-490 49,8 195 205
ЭЦН5- 80-1200 80 1195 60-115 1280-695 273 286
ЭЦНИ5-80-1550 1500 1520-1100 48,0 332 312
ЭЦН5-130-600 675 765-500 164 190
130 100-155 57,0
ЭЦН5-130-1200 1160 1320-860 282 318
ЭЦНИ5-130-1200 1165 85-160 1300-830 40,0 260 280
ЭЦНИ5А-100-1350 100 1300 80-180 1360-800 49,0 248 288
ЭЦН5А-160-1100 ЭЦН5А-160-1400 160 1080 1400 125-205 1225-710 1520-1000 57,5 50,0 226 275 313 355
99
Окончание табл. 3.1
Шифр насоса Номинальные Рабочая область кпд, % Число ступеней Масса, кг
подача м3/сут напор, м подача, м3/сут напор, м
ЭЦН5А-250-800 ЭЦН5А-250-1000 250 800 190-330 900-490 59,5 160 375
1010 190-350 1110-625 187 432
ЭЦН5А-360-600 570 670-440 150 360
ЭЦН5А-360-700 360 660 290-430 760-500 59,3 162 386
ЭЦН5А-360-850 850 950-680 186 456
ЭЦН6-100-900 865 75-145 940-560 48,0 125 220
ЭЦНИ6-100-900 100 900 75-140 995-610 51,2 123 195
ЭЦН6-100-1500 1480 80-165 1580-780 41,1 212 335
ЭЦНИ6-100-1500 1460 75-140 1560-950 51,3 192 300
ЭЦН6-160-850 855 930-750 56,5 125 198
ЭЦНИ6-160-750 740 830-605 57,0 109 182
ЭЦН6-160-1100 ЭЦНИ6-160-1100 160 1150 1060 130-185 1260-980 1195-875 56,5 57,0 177 158 275 242
ЭЦН6-160-1450 1580 1740-1380 56,5 247 382
ЭЦНИ6-160-1450 1385 1550-1140 57,8 222 338
ЭЦН6-250-800 785 200-330 850-550 62,0 125 240
ЭЦНИ6-250-800 850 190-320 920-615 61,0 133 238
ЭЦН6-250-1050 250 1140 200-330 1230-820 62,0 183 386
ЭЦНИ6-260-1050 1080 190-320 1175-815 61,0 170 333
ЭЦН6-250-1400 1385 200-330 1490-960 62,0 229 424
ЭЦП6-350-650 620 280-440 685-400 64,0 90 280
ЭЦНИ6-350-650 690 230-430 700-470 51,8 106 261
ЭЦДН6-350-850 350 840 280-440 925-510 64,0 125 390
ЭЦНИ6-350-850 850 230-430 1000-530 49,6 149 371
ЭЦНИ6-350-1100 1000 260-430 1170-710 61,5 154 455
ЭЦН6-500-450 445 350-680 530-260 62,5 84 286
ЭЦНИ6-500-450 500 415 300-600 558-328 50,0 93 250
ЭЦН6-500-750 775 350-680 905-455 62,5 143 477
ЭЦНИ6-500-750 750 420-650 860-480 60,0 145 462
100
Параметры ЭЦН в модульном исполнении
Таблица 3.2
Шифр насоса Номинальные Рабочая область кпд, % Число ступеней Мощ- ность, кВт
подача, м3/сут напор, м подача, м3/сут напор, м
ЭЦНМ5-50-1300 1360 1400-1005 264 23
ЭЦНМК5-50-1300 50 1360 25-70 1400-1005 43 264 23
ЭЦНМ5-50-1700 1725 1780-1275 336 28,8
ЭЦНМК5-50-1700 1725 1780-1275 336 28,8
ЭЦНМ5-80-1200 1235 1290-675 269 26,7
ЭЦНМК5-80-1200 1235 1290-675 269 26,7
ЭЦНМ5-80-1400 1425 1490-1155 310 30,4
ЭЦНМК5-80-1400 80 1425 60-115 1490-1155 51,5 310 30,4
ЭЦНМ5-80-1550 1575 1640-855 342 33,1
ЭЦНМК5-80-1550 1575 1640-855 342 33,1
ЭЦНМ5- 80-1800 1800 1880-980 392 38,4
ЭЦНМК5-80-1800 1800 1880-980 392 38,4
ЭЦНМК5-125-1000 1025 1135-455 227 29,1
ЭДНМ5-125-1000 1025 1135-455 227 29,1
ЭЦНМК5-125-1200. 1175 1305-525 261 34,7
ЭЦНМ5-125-1200 125 1175 105-165 1305-525 58,5 261 34,7
ЭЦНМК5-125-1300 1290 1440-575 288 38,1
ЭЦНМ5 -125 -1300 1290 1440-575 288 38,1
ЭЦНМК5-125-1800 1770 1960-785 392 51,7
ЭЦНМ5-125-1800 1770 1960-785 392 51,7
ЭЦНМ5-200-800 810 970-455 228 46
ЭЦНМ5-200-1000 200 1010 150-265 1205-565 50 283 54,5
ЭЦНМ5-200-1400 1410 1670-785 393 76,2
ЭЦНМ5А-160-1450 1440 1535-805 279 51,3
ЭЦНМК5А-160-1450 1440 1535-905 279 51,3
ЭЦНМ5А-160-1600 160 1580 125-205 1760-1040 61 320 56,2
ЭЦНМК5А-160-1600 1580 1760-1040 320 56,2
ЭЦНМ5А-160-1750 1750 1905-1125 346 62,3
ЭЦНМК5А-160-1750 1750 1905-1125 346 62,3
ЭЦНМ5А-250- 1000 1000 1140-600 184 55,1
ЭЦНМК5А-250-1000 1000 1140-600 184 55,1
ЭЦНМ5А-250-1100 1090 1240-650 200 60,1
ЭЦНМК5А-250-1100 250 1090 195-340 1240-650 61,5 200 60,1
ЭЦНМ5А-250-1400 1385 1575-825 254 76,3
ЭЦНМК5А-250-1400 1385 1575-825 254 76,3
ЭЦНМ5А-250—1700 1685 1920-1010 310 92,8
ЭЦНМК5А-250-1700 1685 1920-1010 310 92,8
101
Окончание табл. 3.2
Шифр насоса Номинальные Рабочая область кпд, % Число ступеней Мощ-. ность, кВт
подача, м3/сут напор, м подача, м3/сут напор, м
ЭЦНМ5А-400-950 ЭЦНМК5А-400-950 ЭЦНМ5А-400-1250 ЭЦНМК5А-400-1250 400 965 965 1255 1255 300-440 1180-826 1180-826 1540-1080 1540-1080 59,5 236 236 308 308 84,2 84,2 113,9 113,9
ЭЦНМ5А-500-800 ЭЦНМК5А-500-800 ЭЦНМ5А-500-1000 ЭЦНМК5А-500-1000 500 815 815 1000 1000 430-570 845-765 845-765 1035-935 1035-635 54,5 201 201 246 246 100,5 100,5 123,3 123,3
ЭЦНМ6-250-1400 ЭЦНМК6-250-1400 ЭЦНМ6-250-1600 ЭЦНМК6-250-1600 250 1470 1470 1635 1635 200-340 1540-935 1540-935 1705-1035 1705-1035 63 233 233 258 258 78,7 78,7 87,5 87,5
ЭЦНМ6-500-1150 ЭЦНМК6-500-1150 500 1150 1150 380-650 1325-650 1325-650 60 217 217 127,9 127,9
ЭЦНМ6А-800-1000 ЭЦНМК6А-800-1000 800 970 970 550-925 1185-720 1185-720 60 206 206 172,7 172,7
ЭЦНМ6А-1000-900 ЭЦНМК6А-1000-900 1000 900 900 850- 1200 1040-625 1040-625 60 208 208 202,2 202,2
3.1.2. ПОГРУЖНЫЕ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛИ
Для привода погружных центробежных электронасосов применя-
ется маслозаполненный погружной трехфазный асинхронный электро-
двигатель переменного тока с короткозамкнутым ротором и синхрон-
ной частотой оборотов 3000 в мин. Электродвигатели изготавливаются
диаметрами 96, 103, 117, 123 и 138 (130) мм, что позволяет компоно-
вать их с соответствующей группой насосов 4, 5, 5А, 6, 6А и опускать в
соответствующую эксплуатационную колонну с зазором 5-20 мм.
Всего предусмотрено 15 типоразмеров погружных электродвига-
телей [7] мощностью от 14 до 125 кВт (табл. 3.3). Большие мощности
и малые диаметры вызывают необходимость иметь большую длину
электродвигателя до 8,2 м.
Для предотвращения попадания пластовой жидкости из скважины
корпус электродвигателя выполняется герметичным и его заполняют
102
маслом ПЭД с высоким пробивным напряжением. Масло служит одно-
временно смазкой для подшипников скольжения электродвигателя.
Трансформаторное масло для лучшего охлаждения и смазки опор
циркулирует. Оно поднимается по пустотелому валу к турбинке и нагне-
тается ею в полость над статором двигателя. Отсюда оно идет по зазорам
между статором и ротором и по пазам в статорном железе, отводя тепло
от перегретых деталей и вынося продукты износа из подшипников.
Обозначения: ПЭД-20-103 - погружной электродвигатель;
20 - номинальная мощность, кВт; 103 - наружный диаметр, мм.
Таблица 3.3
Характеристики погружных электродвигателей
Электродви- гатель Номинальные Кпд, % cosa Скорость охлаждения жидкости, м/с Температу- ра окру- жающей О/Ч среды, С Длина, м Масса кг
Мощ- ность, кВт Нап- ряже- ния, В Ток, А
ПЭД14-108 14 350 40 72 0,80 0,06 70 4,20 200
ПЭД20-103 20 700 29 73 0,78 0,06 70 5,17 275
ПЭД28-103 28 850 34,7 73 0,75 0,085 70 5,5 295
ПЭД40-103 40 1000 40 72 0,80 0,12 55 6,2 335
ПЭДС55-103 55 850 69 73 0,75 0,37 70 5,21 500
ПЭД45-117 45 1400 27,3 81 0,84 0,27 50 5,60 382
ПЭД65-117 65 2000 27,5 81 0,84 0,27 50 7,50 525
ПЭД90-117 90 2000 38,7 81 0,83 0,4 60 10,76 750
ПЭД 17-123 17 400 39,5 78 0,80 0,1 80 4,6 348
ПЭД 35-123 35 550 55,5 79 0,84 0,12 70 5,45 425
ПЭД46-123 46 700 56,5 79 0,85 0,2 80 6,73 528
ПЭД55-123 55 800 61,5 78 0,83 0,2 70 7,2 568
ПЭД75-123 75 915 73,5 76 0,85 0,3 55 8,02 638
ПЭД 100-123 100 950 89,5 80 0,85 0,35 60 8,02 638
ПЭД 125-138 125 2000 50,5 84 0,85 0,9 50 8,21 800
Теплостойкость изоляций проводов обмотки электродвигателей
ограничена 130-160°С, поэтому температура добываемой жидкости в
скважине не должна превышать 50-80 °C в зависимости от конструк-
ции двигателя и применяемых материалов (см. табл. 3.3).
В настоящее время разработаны и начинают широко внедряться
погружные электродвигатели для привода насосов в модульном ис-
103
полнении. Двигатели предназначены для работы в среде пластовой
жидкости с температурой до ПО °C и гидродинамическим давлением
до 20 МПа. Обозначения: ПЭДУСК-90-117В5 - погружной электро-
двигатель унифицированный, С - секционный, К- коррозионностой-
кий (отсутствующие буквы - нормальный); 90 - полезная (номиналь-
ная) мощность, кВт; 117 - диаметр корпуса, мм; В5- климатическое
исполнение и категория размещения [17].
В табл. 3.4 представлены основные характеристики 16 типораз-
меров секционных погружных электродвигателей. Каждый типораз-
мер имеет нормальное и коррозионное исполнение, буквы после раз-
мера двигателя обозначают: В - верхняя секция; Н - нижняя секция;
С - средняя секция.
Таблица 3.4
Характеристики погружных электродвигателей
Электродвигатель Номинальные КПД,% cosa Скорость охлаждения жидкости, м/с
мощность, кВт напряжения, В ток, А
секция в сборе сек- ция в сборе
ПЭД14-103 16 - 530 - 26 80 0,83 0,06
ПЭД22-103 22 - 700 - 27 80 - -
ПЭД32-103 32 - 1000 - 27,5 - - -
ПЭД45-103 45 - 1050 - 37,0 79 0,84 0,08
ПЭД32-103В ПЭД32-103Н 31,5 31,5 63 750 750 1500 36,5 80 0,83 0,12
ПЭД45-103В ПЭД45-103Н 45 45 90 1050 1050 2100 37 79 0,84 0,3
ПЭД45-117 45 - 1000 - 36 84 0,86 0,08
ПЭД45-117В ПЭД45-117Н 45 45 90 975 975 1950 37 » » 0,3
ПЭД63-117 63 - 1400 - 36 » » 0,12
ПЭД90-123 90 - 2200 - 32,5 85 0,86 0,3
ПЭД90-123В ПЭД90-123Н 90 90 180 1075 1075 2150 66 85 0,86 0,6
ПЭД83-123В 83,5 750
ПЭД83-123С 83,5 250 750 2250 88 85 0,86 0,8
ПЭД83- 123Н 83,5 750
ПЭД90- 130В ПЭД90-130Н 90,0 90,0 180 1150 1150 2300 61 85 0,87 0,6
104
Окончание табл. 3.4
Электродвигатель Номинальные КПД,% cosa Скорость охлаждения жидкости, м/с
мощность, кВт напряжения, В ток, А
секция в сборе сек- ция в сборе
ПЭД125-130В ПЭД125-130Н 125 125 250 1150 1150 2300 85 85 0,87 0,8
ПЭД120- 130В ПЭД120-130С ПЭД120-130Н 120 120 120 360 767 767 767 2300 122 85 0,87 1,0
3.1.3. КАБЕЛЬНАЯ ЛИНИЯ
К погружному электродвигателю от трансформатора по кабель-
ной линии подводится электроэнергия. Кабельная линия состоит из
основного кабеля круглого сечения и срощенного с ним плоского ка-
беля с муфтой кабельного ввода, обеспечивающей герметичное со-
единение кабельной линии с электродвигателем.
В качестве основного кабеля могут использоваться круглые кабели
КРБК, КПБК, КТЭБК, КФСБК или плоские кабели марок КПБП, КТЭП,
КФСБ; в качестве удлинителя - плоские кабели КПБП или КФСБ.
Кабель марки КРБК состоит из трех жил, каждая из которых скру-
чена из медных проволок и обжата диэлектрической резиной. Три изо-
лированные жилы заключены в общий найритовый нефтестойкий
шланг. На шланг накладываются маслостойкая ткань и оплетка из
хлопчатобумажной пряжи или лавсана. На оплетку наложена стальная
оцинкованная ленточная броня. Допустимая температура окружающей
среды - + 90 °C и давление пластовой жидкости - до 10 МПа.
Кабели КПБК и КПБП с полиэтиленовой изоляцией высокого
давления предназначены для эксплуатации при температуре окру-
жающей среды до +90 °C и давлении до 25 МПа. Их преимуществом
по сравнению с резиновыми является отсутствие насыщения изоля-
ции кабеля попутным нефтяным газом.
Кабели марок КТЭБК и КТЭБ с изоляцией из термоэластопласта
предназначены для эксплуатации при температурах окружающей
среды до +110 °C и давлении пластовой жидкости 35 МПа [17].
105
Кабели КФСБК и КФСБ с фторопластовой изоляцией предназначе-
ны для эксплуатации при температурах окружающей среды до +160 °C и
давлении пластовой жидкости до 35 МПа.
В промежутках между основными изолированными жилами
круглых и плоских кабелей могут располагаться изолированные жи-
лы меньшего сечения.
Плоский кабель КФСБ состоит из медных изолированных поли-
амидно-фторопластовой пленкой жил в изоляции из фторопласта и обо-
лочки из свинца, а также подушки и брони. В качестве брони плоских
кабелей используется холоднокатаная отожженная медная лента. В свя-
зи с более низкой механической прочностью медной ленты по сравне-
нию со стальной использование плоских кабелей в качестве основных
оправдано только в исключительных случаях (малый зазор и др.) или
допускается использование плоских кабелей со стальной броней.
Допустимая плотность тока, определяющая применяемость кабеля,
составляет [17]:
- для кабелей с резиновой изоляцией i = 2,5-2,7 а/мм3;
- для кабелей с полиэтиленовой и термоэластоиластовой изоля-
цией i = 5 а/мм2;
- для кабелей с фторопластовой изоляцией i = 7 а/мм2.
Основные характеристики кабелей приведены в табл. 3.5.
Таблица 3.5
Основные характеристики кабелей
Кабель Число х площадь сечения жил, мм2 Максимальные наружные размеры, мм Номинальная строительная длина, м Расчетная масса, кг/км Рабочее напряже- ние, В
основ- ное контроль- ная
3x10 - 27,5 1200 1100 1100
3x16 - 29,3 1100 1650 »
КгЬК 3x25 - 32,1 950 2140 »
3x35 - 34,7 850 2680 »
3x6 - 25 850-1950 712 2500
3x10 - 29 1200-1700 898 »
vrmz 3x16 - 32 1100-1900 1125 3300
KllbK 3x25 - 35,6 1000-1800 1564 »
3x35 - 38,3 500 1913 »
3x50 - 44,0 500 2425 »
106
Окончание табл. 3.5
Кабель Число х площадь сечения жил, мм2 Максимальные наружные размеры, мм Номинальная строительная длина, м Расчетная масса, кг/км Рабочее напряже- ние, В
основ- ное контроль- ная
3x6 - 10,2x27,5 300 и кр. 796 2500
3x10 - 13,6x33,8 1200-1700 950 »
3x16 - 15,0x37,4 1100-1700 1170 3300
КПБП 3x25 - 15,4x43,0 1000-1800 1615 »
3x35 - 18x48,2 500 2098 »
3x50 - 19,7x52,3 « 2641 »
КФСБ 3x6 10,1x25,7 100 и кр. 1123 2500
3x10 - 11,1x28,1 » 1489 »
3x16 - 12,3x31,7 » 1900 3300
3x25 - 14,5x38,2 1500 2440 »
3x6 2x0,5 10,3x25,7 100 и кр. 1173 2500
3x10 2x0,5 11,1x28,1 » 1539 »
3x16 2x0,5 12,3x31,7 » 1950 3300
3x25 2x0,5 14,5x38,2 1500 2490 »
КФСБК 3x6 - 22,2 1500 1103 2500
3x10 - 23,9 » 1420 3300
3x16 - 26,4 » 1850 »
3x25 - 31,1 » 2390 »
3x6 3x0,5 22,2 1500 1178 2500
3x10 3x0,5 23,9 » 1495 »
3x16 3x0,5 26,4 » 1925 3300
3x25 3x0,5 31,1 » 2465 »
КТЭБ 3x6 - 10,2x27,5 100 и кр. 502 2500
3x10 - 13,6x33,8 1500 842 »
3x16 - 15,0x37,4 » 1083 »
3x25 - 15,4x43,0 » 1403 3300
3x35 - 18x48,2 » 1716 »
3x6 2x0,5 10,2x27,5 100 и кр. 542 2500
3x10 2x0,5 13,6x33,8 1500 882 »
3x16 2x0,5 15,0x37,4 » 1123 »
3x25 2x0,5 15,4x43,0 » 1443 3300
3x35 2x0,5 18x48,2 » 1756 »
КТЭБК 3x6 - 25 1500 464 2500
3x10 - 29 » 795 »
3x16 - 32 » 1132 »
3x25 - 35,6 » 1355 3300
3x35 - 38,6 » 1672 »
3x6 3x0,5 25 1500 524 2500
3x10 3x0,5 29 » 855 »
3x16 3x0,5 32 » 1092 »
3x25 3x0,5 35,6 » 1415 3300
3x35 3x0,5 38,6 » 1732 »
107
3.1.4. ВЫБОР НАСОСНО- КОМПРЕССОРНЫХ ТРУБ
Диаметр насосно-компрессорных труб (НКТ) определяется их
пропускной способностью и возможностью совместного размещения
в скважине труб с муфтами, насоса и круглого кабеля. Выбирается
диаметр НКТ по дебиту скважины, исходя из условия, что средняя
скорость потока в трубах должна быть в пределах Иср = 1,0-1,6 м/с,
причем меньшее значение берется для малых дебитов. Исходя из это-
го определяют площадь внутреннего канала НКТ, м2,
Q
86400 Кср
(3.1)
и внутренний диаметр, см,
d
вн
FeH 10
0,785
(3.2)
где Q - дебит скважины, м3/сут; Кср - выбранная величина средней
скорости.
Исходя из ближайшего внутреннего диаметра выбирается стан-
дартный диаметр НКТ. Если разница получается существенной, то
корректируется Иср:
V - 0. /э и7)
ср 86400 Fe/ 1 '
где FBH - площадь внутреннего канала выбранных стандартных НКТ.
Диаметр НКТ также может быть определен по кривым потерь в
насосных трубах [28, рис. 63] для заданного дебита и выбранного
КПД труб не ниже 0,94.
3.1.5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НЕОБХОДИМОГО НАПОРА ЭЦН
Необходимый напор определяется из уравнения условной харак-
теристики скважины
Нс = /zCT + Ah + Лтр + hT + hc, (3.3)
108
или по формуле
Нс ^СТ + A/l + Л-рр “Ь /?буф >
(3.3’)
где Лст - статический уровень жидкости в скважине, м; Ah -депрессия,
м; йтр - потери напора на трение в трубах; Лг - разность геодезических
отметок сепаратора и устья скважины; hc - потери напора в сепарато-
ре, Лбуф - потери напора на буферное давление.
Депрессия определяется при показателе степени уравнения при-
тока, равном единице:
Л, Q ю6
ДЛ = ——----------,
(3.4)
где К - коэффициент продуктивности скважины, м3/сут-МПа; рж -
плотность жидкости, кг/м3; g = 9,81 м/с2.
Потери напора на трение в трубах, м, определяются по формуле
deH2g
(3.5)
где L глубина спуска насоса, м,
L ~ hem + dh + h;
(3.6)
h - глубина погружения насоса под динамический уровень; I - рас-
стояние от скважины до сепаратора, м; А - коэффициент гидравличе-
ского сопротивления.
Коэффициент А определяют в зависимости от числа Re и относи-
тельной гладкости труб Ks:
V d
Re = ^—(3.7)
V
где v - кинематическая вязкость жидкости, м2/с;
где А - шероховатость стенок труб, принимаемая для незагрязненных
отложениями солей и парафина труб равной 0,1 мм.
109
По графику [28, рис. 64] находят значение А. Другим способом
определения Л является вычисление ее по числу Рейнольдса, незави-
симо от шероховатости: 2 = ’ (3-9)
если Re < 2300; л-03164 Re0,25 ’ (3.10)
если Re > 2300.
Потери напора на преодоление давления в сепараторе
Ле=ЛС , (3.11) Рх8
где Рс - избыточное давление в сепараторе. Аналогично (3.11) вычис-
ляются потери напора на буферное давление.
Подставляя вычисленные значения АЛ, и hc и наперед задан-
ные Лст и Лг в формулу (3.3), найдем величину необходимого напора
для данной скважины.
3.1.6. ВЫБОР ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
Подбор насоса для заданной подачи, необходимого напора и
диаметра эксплуатационной колонны скважины производят по харак-
теристикам погружных центробежных насосов (см. табл. 3.1, 3.2).
При этом необходимо иметь в виду, что в соответствии с характери-
стикой ЭЦН напор насоса увеличивается при уменьшении подачи, а
КПД имеет ярко выраженный максимум.
Поскольку характеристики на конкретные типоразмеры ЭЦН
часто отсутствуют, то целесообразно по заданным трем точкам рабо-
чей области (см. табл. 3.1, 3.2) построить участок характеристики для
точного определения напора ЭЦН.
Для учета вязкости реальной жидкости (более 0,03 - 0,04 см2/с) и
пересчета характеристики ЭЦН следует воспользоваться известными
методиками пересчета, например [12].
по
Для совмещения характеристик скважины и насоса применяют
два способа.
1. На выкиде из скважины устанавливают штуцер, на преодоле-
ние дополнительного сопротивления которого расходуют избыточ-
ный напор насоса АН = Н - Нс. Однако этот способ прост, но неэко-
номичен, так как снижает КПД насоса и установки в целом.
2. Второй способ предусматривает разборку насоса и снятие
лишних ступеней или подбор модульных насосов. Этот способ тру-
доемкий, но наиболее экономичный, так как КПД насоса не изменя-
ется.
Число ступеней, которое нужно снять с насоса для получения не-
обходимого напора, равно [28]
Az =
(3.12)
где Н - напор насоса по его характеристике, соответствующий дебиту
скважины; Нс - необходимый напор скважины; z - число ступеней
насоса.
3.1.7. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Необходимую (полезную) мощность двигателя, кВт, определяют
по формуле
N — Ас ' S' Нс _ Q Рж с (3 13)
" 86400 1000-?7„ 86400 102-77/ 7
где т|н ~ КПД насоса по его рабочей характеристике; рж - наибольшая
плотность откачиваемой жидкости.
Учитывая, что КПД передачи от двигателя до насоса (через про-
тектор) составляет 0,92-0,95 (подшипники скольжения), определим
необходимую мощность двигателя:
NH=N„/0,92. (3.14)
Ближайший больший по мощности типоразмер электродвигателя вы-
бираем по табл. 3.3 и 3.4 с учетом диаметра эксплуатационной колонны.
ill
Запас мощности, который необходим для преодоления высоких
пусковых моментов УЭЦН, выбираем в пределах 10%.
Задача 22. Рассчитать необходимый напор ЭЦН, выбрать насос
и электродвигатель для заданных условий скважины.
Дано: наружный диаметр эксплуатационной колонны - 140 мм;
глубина скважины - 2000 м;
дебит жидкости Q =120 м3/сут;
статический уровень /гст = 850 м;
коэффициент продуктивности скважины К = 60 м3/сут. МПа;
глубина погружения под динамический уровень h = 40м;
кинематическая вязкость жидкости v = 210’6 м2/с;
превышение уровня жидкости в сепараторе над устьем скважины
hT= 15 м;
избыточное давление в сепараторе Рс = 0,2 МПа;
расстояние от устья до сепаратора I = 60 м;
плотность добываемой жидкости рж = 880 кг/м3.
Решение. Определяем площадь внутреннего канала по формуле
(3.1) при Кср= 1,3 м/с:
^=- 120 10 =10,68 см2.
вн 86400 130
Внутренний диаметр по формуле (3.2)
, 10,68 _
“вц = J-------= 3,69 см = 37 мм.
вн у 0,785
Ближайший больший deH имеют НКТ диаметром 48 мм (d3n= 40 мм).
Скорректируем выбранное значение Кср= 130 см/с:
120-106
86400-0,785-42
= 110,6 см/с.
При выборе НКТ по графику [28, рис. 63] при дебите 120 м3/сут и
КПД = 0,96 также получим НКТ диаметром 48 мм.
Депрессия по формуле (3.4) будет равна
112
.« 120-106
Л/г=------------= 232 м.
60-9,81-880
Число Рейнольдса по формуле (3.7)
Re = M06-0 04 ^22120.
2-Ю'6
Относительная гладкость труб по формуле (3.8)
Ks =—0,04 - = 200
1 2-0,1-Ю'3
По графику [28, рис. 64] находим А = 0,03.
Определим А по формуле (3.10) для сравнений:
2 = °’316о425- = 0,025
22120 0 25
Глубина спуска насоса по формуле (3.6)
1 = 850 + 232 + 40= 1122 м.
Потери на трение в трубах по формуле (3.5)
3<112ОН^
тр 0,04-2-9,81
Потери напора в сепараторе по формуле (3.11)
0 2•106
U,Z IV = м
с 880-9,81
Величина необходимого напора (формула (3.3))
Нс= 850+232+55,3+15+23,2 = 1175,5 м.
Для получения дебита Q = 120 м3/сут и напора Нс = 1176 м по
табл. 3.1 выбираем ЭЦН5-130-1200 с числом ступеней 282, учитывая,
что эксплуатационная колонна у нас диаметром 140 мм (гр. 5).
из
По данным табл. 3.1 построим участок рабочей области характе-
ристики 2~Я(рис. 3.1).
Рис. 3.1. Рабочая область характеристики ЭЦН
Из полученной рабочей области характеристики найдем, что при
дебите 120 м3/сут напор ЭЦН на воде составит 1250 м.
Так как вязкость жидкости не превышает 3 сантипуаз, то пе-
ресчет по вязкости жидкости не требуется.
Для совмещения характеристик насоса и скважины определим по
формуле (3.12) число ступеней, которое нужно снять с насоса:
4z = 1-И26 282 = 16,0.
1250
Следовательно, насос должен иметь 266 ступеней, вместо снятых
устанавливаются проставки. Напор одной ступени составит 4,7 м.
При установке штуцера на выкиде из скважины мы совмещаем
напоры ЭЦН и скважины, но уменьшаем подачу ЭЦН, одновременно
уменьшая его КПД.
Полезная мощность электродвигателя (формула (3.13))
120-880 1176 D
N„ =---------------= 24,7 кВт,
" 86400 102 0,57
где 0,57 - КПД насоса (см. табл. 3.1).
Необходимая мощность двигателя
NH = 24,7 / 0,94 = 26,3 кВт.
114
Ближайший больший типоразмер выбираем по табл. 3.3. Это
ПЭД 28-103 с КПД 0,73; напряжение - 850 В; сила тока - 34,7 A; cosa
= 0,75; температура окружающей среды - до 70 °C. Запас по мощно-
сти составит 1,7 кВт.
Этому двигателю соответствует гидрозащита П92, ПК92, П92Д [17].
По табл. 3.4 можно также выбрать ПЭД32-103, который будет
иметь больший запас мощности (5,7кВт).
3.2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГЛУБИНЫ ПОГРУЖЕНИЯ НАСОСА
ПОД ДИНАМИЧЕСКИЙ УРОВЕНЬ
Наиболее затруднительным является определение глубины по-
гружения насоса h под динамический уровень при наличии значи-
тельного газового фактора.
Этому вопросу посвящены труды многих исследователей. Нашей
задачей является получение упрощенной методики расчета этой ве-
личины. Глубина погружения насоса h под динамический уровень
входит составной частью в формулу (3.6), а часть потерь напора на
трение определяют по формуле (3.5).
Недостаточное погружение насоса под динамический уровень,
где уже появляется в значительных количествах свободный газ, при-
водит к снижению подачи насосом жидкости или к срыву подачи при
блокировке ЭЦН газовым пузырем.
Наоборот, чрезмерное погружение насоса под динамический уро-
вень приводит к росту давления и температуры, снижающих эксплуа-
тационные характеристики кабеля и электродвигателя, к интенсивно-
му поступлению песка в насос при небольшом расстоянии от забоя и
неоправданному увеличению длины НКТ и кабеля. В технических
характеристиках ЭЦН свободное газосодержание ft на приеме не пре-
вышает 0,25. Глубина погружения под динамический уровень, м,
Рем 8
(3.15)
115
Здесь Рпр - давление на приеме насоса, МПа; Р3 - давление в за-
трубном пространстве, МПа; g - ускорение свободного падения; рсм -
плотность водогазонефтяной смеси, кг/м3,
Рсм=[Рн(1-«)+РвИ](1-^)+/’гА (3.16)
где рн, рв, рг - плотность нефти, воды и газа соответственно; п - об-
водненность; /3- газосодержание на приеме.
Обычно давление на приеме Рпр определяют по специальной ме-
тодике или по графикам [29], где учитывается истинное газосодержа-
ние а и обводненность п продукции скважины. Предполагая, что на
глубине спуска насоса отсутствует скольжение газовой фазы относи-
тельно жидкостной, можно приравнять а к /3. График изменения Рпр
от газосодержания и обводненности представлен на [29; рис.У.11.5].
Другую, более точную на наш взгляд, аналитическую зависимость
Рпр можно получить из работы [16], где можно учесть не только обвод-
ненность и газосодержание, но и температуру на забое, объемный ко-
эффициент нефти, сжимаемость и коэффициент сепарации газа:
jr-v^-oyp.zT^-ri^-p)
/ЗГ0[1+(Ви-1)(1-п)] ’ (317)
где Г - газовый фактор; Гр.г - объем растворенного газа; п - обвод-
ненность продукции скважины; а - коэффициент сепарации газа; Го,
Т - температура на устье и на приеме насоса в скважине соответст-
венно; Ро = 0,1033 МПа - давление на устье; Z - коэффициент сжи-
маемости газа; Вн - объемный коэффициент нефти, соответствующий
давлению на приеме насоса.
Для нахождения коэффициента сжимаемости газа Z воспользуем-
ся графиками рис.9.4 с.216 или [19; рис. 10, 13], предварительно оп-
ределив псевдокритическое давление и температуру.
Объемный коэффициент нефти определяется из работы [24] по
формуле
Ви = 1 + ХнГ + ан (tnjI - 20) -/?НРПЛ. (3.18)
116
Здесь Д = 6,5-10'4 1/МПа - коэффициент сжимаемости нефти; ан
- температурный коэффициент, при 0,86 < рн < 0,96, аи = 10'3(2,513 -
1,975); Хн - безразмерный параметр, равный отношению удельного
приращения объема нефти при растворении в ней газа к газосодержа-
нию [24],
= [4,3 + О,858рг20 + 5,2 • 10‘3 (1 -1,5 • 10’3Г) Г - 3,5рн 20] • 10’3, (3.19)
где рн20 - относительная плотность нефти при 20 °C и атмосферном
давлении к плотности воды при 4 °С;рг20 - относительная плотность
газа; Г- газовый фактор м3/м3; /пл, Рпл - пластовые температура, °C, и
давление, МПа, соответственно.
Для упрощения нахождения Вн, минуя вычисления Хн, можно
воспользоваться номограммой [19; рис.2], учитывая, что точность оп-
ределения Вп при этом значительно снижается.
3.2.1. РАБОТА ГАЗА ПО ПОДЪЕМУ ЖИДКОСТИ
Важным фактором, который необходимо учитывать при расчете
необходимого напора ЭЦН, является полезная работа газа по подъему
жидкости в трубах.
Высота поднятия жидкости расширяющимся газом может быть
определена из формул [27; X.l 1, Х.53]:
х = т1-!'- - -«)№ р~- + р- _ (3 20)
гжЬ Гу ' Г о
где Рнас - давление насыщения газа, МПа; Ру - давление на устье,
МПа; рж - плотность при термодинамических условиях сечения; ц -
КПД работы газа в насосных трубах, ц = 0,65 при 0,2 < ц < 0,5.
Однакоутроведенные расчеты по этой формуле дают завышенные
результаты по сравнению с данными исследований П.Д. Ляпкова в
Туймазанефть [19].
Наиболее близкие результаты дают расчеты высоты подъема
жидкости газом по зависимости [22]:
117
Нг = 1,575 Jr
(3.21)
где d - внутренний диаметр труб, см; Рбуф = Ру - давление на устье
(сепараторе).
При определении необходимого напора ЭЦН (формула (3.3)) из
него следует вычитать высоту подъема жидкости газом, однако необ-
ходимо при этом учитывать изменение газового фактора, обводнен-
ности и давления насыщения во время межремонтного периода рабо-
ты установки ЭЦН.
Задача 23. По заданным условиям эксплуатационной скважины и
оборудованию определить глубину погружения ЭЦН под динамический
уровень при наличии газового фактора и высоту подъема жидкости газом.
Дано: наружный диаметр эксплуатационной колонны -146 мм;
глубина скважины - 2000 м;
дебит жидкости Q = 120 м3/сут;
динамический уровень ha = 1098 м;
тип насоса ЭЦН5-130-1200;
необходимый напор насоса Нс= 1216 м;
газовый фактор Г = 70 м3/м3;
давление в затрубном пространстве Р3 = 1,3 МПа;
обводненность нефти п = 0,40;
плотность газарГ = 1,10 кг/м3;
плотность нефти ри = 880 кг/м3;
температура жидкости на приеме - 50 °C.
Решение. Определим давление на приеме по формуле (3.17). Из
рекомендаций [16] для колонн диаметром 140 мм примем о = 0,15. Из
данных к расчету То = 288 °К; Т =323 °К.
Принимая газосодержание на приеме р = 0,25, найдем Vp.r = 47 м3/м3.
По графикам рис.9.2, с.215 или [19; рис. 13] найдем псевдокрити-
ческие давления и температуру по относительной плотности газа:
118
p20=_^ = UP=09.
P™ U2 ’
Pn.K = 46,1 кгс/см3; Тпк = 250 °K.
Принимая предварительно давление на приеме насоса 5 МПа,
найдем приведенные давления и температуру:
5 323
—— = 107; T =— = 1,29.
4,7 ’ 250
По графикам Брауна рис.9.4, с.216 найдем Z = 0,82.
Объемный коэффициент нефти найдем по формуле (3.18), пред-
варительно определив лн по формуле (3.19):
К = [4,3 + 0,858 -0,9 + 5,2 • 10’3 (1 - 1,5 • 10'3 -70) 70 - 3,54 0,88] 10’3 =
=2,282- 10‘3;
Ви = 1 + 2,282 • 10‘3 • 70 + 2,513 • 10’3 (50 - 20) - 6,5 10’4 5 = 1,232.
(Для сравнения по графику на рис. 2 [19] Вн= 1,74.)
Подставляя найденные значения в формулу (3.17), найдем
__ (70 - 47)(1 - 0,15) • 0,1033 ♦ 0,82 ♦ 323(1 - 0,4)(1 - 0,25) _
"р~ 0,25-288(1+ (1,232-1X1-0,4)] “ ’ МПа’
Учитывая найденное давление на приеме насоса, вновь найдем
приведенное давление:
2 93
Л= —= 0,62;
” 4,7
Тп= 1,29; Z=0,91
Z-изменяется! Определим Вн и Рпр:
В„ = 1,235-6,5 10-4 -2,93 = 1,233;
р =2^2 =3,15 МПа.
82,02
119
Вновь определяя Рп = 3,15/4,7 = 0,67, найдем Z = 0,87, а Рпр = 3,11
МПа, т.е. уточнение приблизительно на 1%, что выше точности опре-
деления Z по графикам.
Определим Рпр = 3,15 МПа (для сравнения по графику на рис.
V.11.5 в работе [29]получится Рпр = 1,9 МПа).
Определим рсм по формуле (3.16):
рсм= [880(1 - 0,4) + Ю00 0,4] (1 - 0,25) + 1,10 • 0,25 = 696,3 кг/м3.
Найдем глубину погружения насоса под динамический уровень
по формуле (3.15):
^(3,15-1,3)-10^271м
696,3-9,81
Глубину погружения насоса следует принимать не менее 200-250
м в соответствии с технологическими регламентами НГДУ. Глубина
спуска насоса
L = 1098 + 271 = 1369 м.
Высоту подъема жидкости расширяющимся газом определим по
формулам (3.20) и (3.21):
X =-----------[70 - 47 К1 - 0,4) • 0,1 • 106 • 0,65 Ln - + 0,1 = 375 М,
880-9,81 0,2 + 0,1
где по номограмме [19, рис. 1]
Рнас = 1Ю ат = 11 МПа.
По методике [22,12]
= 1,575 • 4 • 70
195 м.
По исследованиям П.Д. Ляпкова, в условиях Туймазанефть [19]
высота подъема жидкости за счет энергии газа в среднем равна 250 м,
что ближе к результату по методике [12].
Таким образом, необходимый напор ЭЦН может быть снижен за
счет полезной работы газа в НКТ:
120
Н’с = 1216-195 = 1021 м.
Исследования и пример расчета показывают, что с помощью ана-
литических зависимостей можно существенно (на сотни метров)
уточнить необходимую глубину погружения ЭЦН под динамический
уровень. Величину напора за счет подъемной силы газа при межре-
монтном периоде год и более следует ориентировочно брать с коэф-
фициентом 0,7 - 0,8 с учетом падения пластового давления:
Н’с= 1216-0,7 195 = 1080 м.
3.3. ВЫБОР КАБЕЛЯ, ТРАНСФОРМАТОРА
И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ПАРАМЕТРОВ УЭЦН
3.3.1. ВЫБОР КАБЕЛЯ
Сечение жилы кабеля выбирают по номинальному току электро-
двигателя, исходя из плотности i рабочего тока в этом кабеле:
с I
S = (3.22)
где I - номинальный ток электродвигателя, A; i - допустимая плот-
ность тока, А/мм2.
При выборе кабеля следует учитывать температуру и давление
окружающей среды, допустимое напряжение (табл. 3.5).
Если в добываемой жидкости имеется растворенный газ, пред-
почтение следует отдать кабелю с полиэтиленовой и эластопластовой
изоляцией, так как она не поглощает растворенный в нефти газ и не
повреждается им при подъеме на поверхность. При наличии в сква-
жине коррозионно-активных агентов предпочтение отдают кабелю с
фторопластовой изоляцией (см. табл. 3.5).
Потери мощности в кабеле, кВт, определяются по формуле [19,28]
APk = 3I2RLk10’3, (3.23)
121
где I - рабочий ток в электродвигателе, A; LK - длина кабеля, м; 7? -
сопротивление кабеля, Ом/м,
Я = р[1 + а(/3-/2О)]1 (3.24)
где р = 0,0175 Ом мм2/м - удельное сопротивление меди при t = 0 °C; а =
0,004 - температурный коэффициент для меди; t3 - температура на забо-
ре у приема насоса; 5 - площадь поперечного сечения жилы кабеля.
Общая длина кабеля должна быть равна глубине спуска насоса
плюс расстояние от скважины до станции управления и небольшой
запас на ремонт кабеля:
£K = Z+/+/p. (3.25)
3.3.2. ВЫБОР ТРАНСФОРМАТОРА
Выбирать трансформатор (автотрансформатор) следует на соот-
ветствие двух параметров - мощности и напряжения. Мощность
трансформатора должна быть
ртр^~ + АРк, (3.26)
Чэд
где Р)(), т|Эд - полезная мощность и КПД электродвигателя соответст-
венно (см. табл. 3.3); 4РК - потери мощности в кабеле. Для определе-
ния величины напряжения во вторичной обмотке трансформатора
найдем величину падения напряжения в кабеле [28], В:
Д(7=л/з(^ cos^+Хо sin^)/^ (3.27)
где 7?к = R103 - активное удельное сопротивление 1 км кабеля,
Ом/км; Хо - индуктивное удельное сопротивление кабеля (Хо = 0,1
Ом/км); cos(p - коэффициент мощности электродвигателя; sincp - ко-
эффициент реактивной мощности; LK - длина кабеля, км.
Напряжение на вторичной обмотке трансформатора должно быть
равно сумме рабочего напряжения электродвигателя и величины по-
терь напряжения в кабеле:
САр=С/эд + (3.28)
122
3.3.3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГАБАРИТНОГО ДИАМЕТРА УЭЦН
И СКОРОСТИ ДВИЖЕНИЯ ОХЛАЖДАЮЩЕЙ ЖИДКОСТИ
Габаритный диаметр насосного агрегата определяют в двух сече-
ниях с учетом того, что электродвигатель, насос и первые от насоса
трубы представляют жесткую систему, и их размещение в скважине
должно рассматриваться совместно [19].
В первом сечении учитываются диаметры электродвигателя на-
соса и плоский кабель:
0.29)
где £)эд, Z)H _ наружные диаметры электродвигателя и насоса соответ-
ственно; hK - толщина плоского кабеля; Sx - толщина хомута, крепя-
щего кабель к насосу.
Во втором сечении учитываются размер муфты НКТ и круг-
лый кабель:
<330)
Должно быть, чтобы величина £>тах > Лтах, в противном случае
первые над насосом 100 - 150 м НКТ устанавливают на типоразмер
меньше или устанавливают на этой длине плоский кабель.
Величина диаметрального зазора между эксплуатационной ко-
лонной и Z>max должна быть не менее 5-10 мм для эксплуатационных
колонн диаметром до 219 мм в неосложненных условиях для верти-
кальной скважины.
Скорость движения охлаждающей жидкости в расположении
электродвигателя определим по формуле
V ~ 86400- 0,785 • [z>2e„ - O2,J ’ ^3'3^
где £>вн - внутренний диаметр эксплуатационной колонны; Q - дебит
скважины, м3/сут.
123
3.3.4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ УДЕЛЬНОГО РАСХОДА ЭЛЕКТРОЭНЕРГИИ
УСТАНОВКОЙ ЭЦН
Важным энергетическим показателем работы УЭЦН является
расход электроэнергии на 1 т добываемой жидкости, кВтчас/т, опре-
деляемый по формуле [19]:
Э = 2,73Н-10'3/т]об, (3.32)
где Н - высота подъема жидкости из скважины, м; цОб = Лтр Лн Лдв Лавт
цк - общий КПД установки.
По техническим данным оборудования определяются г|тр - КПД
труб; г|н - КПД насоса; т|дв - КПД электродвигателя; цавт - КПД авто-
трансформатора или трансформатора; КПД кабеля т|к можно опреде-
лить исходя из потерь мощности в кабеле:
где Рэд - номинальная мощность электродвигателя; ДРК - потери
мощности в кабеле.
Задача 24. По параметрам эксплуатационной скважины и оборудо-
ванию выбрать кабель, трансформатор, определить габариты УЭЦН,
скорость охлаждающей жидкости и удельный расход электроэнергии.
Дано: наружный диаметр эксплуатационной колонны - 140 мм;
размер НКТ - 48x4 мм;
дебит скважины Q = 120 м3/сут;
динамический уровень Лд = 1100 м;
тип насоса ЭЦН5-130-1200;
тип электродвигателя ПЭД-40-103;
глубина спуска насоса - 1400 м;
температура на приеме насоса - 50 °C;
расстояние до станции управления - 100 м.
124
Решение. По табл. 3.3 определим основные характеристики дви-
гателя: напряжение U = 1000 В; ток I = 40 А, КПД 72 %; coscp = 0,80.
Температура окружающей среды - 55 °C; скорость охлаждающей
жидкости >0,12 м/с.
По формуле (3.22) определим сечение жилы:
40 о
S=y=8 мм2.
Учитывая, что в жидкости имеется растворенный газ, мы берем
кабель с полиэтиленовой изоляцией (табл. 3.5) КПБК 3x10 мм и
КПБП 3x10 мм с рабочим напряжением 2500 В, допустимым давле-
нием до 25 МПа и температурой до 90 °C и размером 13,6x33,8 мм.
Длина кабеля (формула (3.25))
ZK = 1400 + 100 +100 = 1600 м.
Сопротивление кабеля (формула (3.24))
R = 0,0175 [1 + 0,004(50 - 20)]+ = 1,96 • 10’3 Ом/м.
Потери мощности в кабеле (по формуле (3.23))
АРК = 3-402 1,96 10‘3 1600 10'3 = 15,05 кВт.
Мощность трансформатора (по формуле (3.26))
40
Рт >—+15,05=70,6 кВт.
р 0,72
Падение напряжения в кабеле (формула (3.27))
\и = л/з (1,96 • 0,80 + 0,1 • 0,60)40 • 1,6 = 180,5 В,
где coscp = 0,80; ср = arccos = 36,87°; sincp = 0,60.
Напряжение на вторичной обмотке трансформатора
и^= 1000+ 180,5 = 1180,5 В.
125
Этому условию удовлетворяет трансформатор ТСБЗ-100 [7, табл.
20] с пределами регулирования во вторичной обмотке 900-1300 В и
мощностью 84,5 кВт на отпайке 1200 В.
Определим габаритный размер Dmax (формула (3.29)):
103 92
Z)max= —+— + 13,6+1,0 = 112,1 мм.
ШаЛ О О
Габаритный размер Атах с учетом НКТ
Дпах = ^+у + 29=Ж5мм.
Внутренний диаметр 140 мм эксплуатационной колонны равен
122 мм, следовательно, минимальный зазор составит 122 - 112, 1 = 10
мм, что допустимо.
Скорость движения охлаждающей жидкости в расположении
электродвигателя (формула (3.31))
V =------------------5------л = 0,41 м/с.
86400 • 0,785 • [0,122 2 - 0,103 2 ]
Полученная скорость превышает необходимую скорость охлаж-
дения (0,12 м/с) по характеристике электродвигателя ПЭД-40-103.
Удельный расход электроэнергии определим по формуле (3.32).
По исходным данным оборудования найдем
^=0,94; т|н = 0,57; т|дв = 0,72; Павт = 0,96.
По формуле (3.33) получим
= 0,727.
к 40 + 15
Тогда г|об = 0,94-0,57-0,72-0,727-0,96 = 0,269.
Удельный расход электроэнергии на 1 т добытой жидкости (фор-
мула (3.32))
2,73 1100-Ю"3 11П о .
Э = —------------= 112 кВтчас/т
0,269
126
4. РАСЧЕТ ЭЦН НА ПРОЧНОСТЬ
4.1. РАСЧЕТ КОРПУСА ЭЦН НА ПРОЧНОСТЬ
Наибольшие нагрузки действуют на корпус насоса в то время, ко-
гда насос работает на режиме закрытой задвижки.
На корпус действуют осевые усилия от давления Рн, развиваемого на-
сосом; усилие предварительной затяжки ступеней Рпз, действующее в мо-
мент работы насоса на режиме закрытой задвижки, и вес оборудования,
расположенного под насосом (насос, электродвигатель с гидрозащитой).
В высоконапорных насосах наиболее нагруженным является кор-
пус верхней секции. Корпус рассчитывают по сечению проточки для
вывода верхней внутренней резьбы под ниппель, так как оно является
наиболее слабым.
Осевое усилие от действия столба жидкости, создаваемого насо-
сом в режиме закрытой задвижки,
Л =~^прНнРжё у (41)
где Dnp - диаметр проточки у выхода резьбы; Н'и - напор, создавае-
мый насосом в режиме закрытой задвижки (определяется по характе-
ристике насоса); рж - плотность добываемой жидкости.
Усилие предварительной затяжки ступеней Рпз рассчитывают из
условия нераскрытая стыка ниппеля и чашки верхней ступени при
приложении усилия от действия гидравлической нагрузки Рн. В этом
случае величина относительных деформаций корпуса насоса в месте
проточки должна быть равна относительной деформации направ-
ляющих аппаратов:
Р Р
н _ _____из
Е F F Е '
к к на на
Отсюда усилие предварительной затяжки
Е F
Р _ на на р
яз F Е (4.2)
1 к^к
127
где Ек, Ена ~ модули упругости материалов корпуса насоса и направ-
ляющего аппарата соответственно; для корпуса насоса (ст. 35) Ек =
2,04-105 МПа; для направляющего аппарата (специальный легирован-
ный чугун) Ена = 1,45-105 МПа.
Усилие предварительной затяжки целесообразно увеличить на ко-
эффициент запаса плотности стыка = 1,2, учитывающий возможные от-
клонения модуля упругости направляющего аппарата из чугуна.
Площади поперечного сечения корпуса в месте проточки и «чаш-
ки» направляющего аппарата определяются по формулам
=0,785(z>2H-£>2пр);
(43)
=0,785^-^),
где DH - наружный диаметр корпуса; d - наружный диаметр корпуса
«чашки» направляющего аппарата; б7вк - внутренний диаметр направ-
ляющего аппарата.
Внутренний диаметр направляющего аппарата при проектном
расчете определяется из соотношения
<7ВК = d - 2b,
где b = (0,25-0,3) см [18].
Осевое напряжение от суммарного действия трех сил в сечении
проточки
(4.4)
Тангенциальное напряжение в теле корпуса, находящегося под
давлением,
Н'н D„pPxg
2S
(4.5)
где S - толщина стенки в проточке корпуса.
128
Эквивалентное напряжение в ослабленном сечении корпуса, на-
ходящегося под внутренним давлением жидкости, вычисляется по
теории наибольшей потенциальной энергии формоизменения [26]:
+(?-<& (4'6>
Эквивалентное напряжение должно быть меньше предела текуче-
сти материала корпуса насоса:
• с т
ЭКв —
п
где п =1,5.
Далее следует проверить правильность выбора внутреннего диа-
метра направляющего аппарата <УВК из условия [18]:
1,2Р г !
(4.7)
"на
где о - напряжения сжатия в станке «чашки» направляющего аппара-
та от усилия предварительной затяжки ступеней; [ос] - допускаемое
напряжение сжатия,
[ст] =—^-= 480 МПа. (4.8)
п
Здесь ов = 180 МПа - предел прочности при растяжении специ-
ального легированного чугуна; п - коэффициент запаса, п =1,5.
Задача 25. Рассчитать на прочность корпус ЭЦН6-100-1500 при
напоре в режиме закрытой задвижки 1650 м.
Дано: электродвигатель - ПЭД65-П7;
корпус насоса - ст. 35, от = 300 МПа;
направляющий аппарат - чугун (серый);
ов = 180 МПа; £на= 1,45-Ю5 МПа;
плотность добываемой жидкостирж= 1100 кг/м3;
кабель КПБП 3X16 массой 1,17 кг/м.
5-2083
129
Решение. Из табл. 3.1 и описания определяем, что диаметр корпуса
насоса гр. 6 равен 114 мм; масса его - 335 кг; длина - 6,6 м; имеет 212
ступеней; внутренний диаметр равен 100 мм. Из характеристики элек-
тродвигателей (см. табл. 3.3) ПЭД65-117 имеет длину 7,5 м и массу 525
кг. Ему соответствует гидрозащита Ш14Д массой 59 кг и длиной 2,3 м.
По формуле (4.3) определим FK, учитывая, что высота резьбы в
месте внутренней проточки равна 1,8 мм:
F"K = 0,785(0,1142-(0,100 + 20,0018)2] = 1,776-Ю'3 м2.
Площадь поперечного сечения направляющего аппарата (фор-
мула (4.3))
Гна = 0,785(0,1002 - 0,0942) = 0,91-Ю'3 м2.
Гидравлическая нагрузка (формула (4.1))
Рк= 0,785 0,10362 1650 1100-9,81 = 150015 Н.
Усилие предварительной затяжки (формула (4.2))
Р
пз
0,91 10 "3 1,45 10*
1,776 10’3 -2,04 105
•150015 = 54635 Н.
Вес оборудования сложится из веса насоса, электродвигателя,
гидрозащиты и кабеля на длине насоса и протектора:
G = (335+525 + 59+1,17-8,9) -9,81 = 9123 Н.
Осевое напряжение от действия трех сил по формуле (4.4)
150015+1,2-54635+9123=1 ^я/л<2 = 1 МПа.
z 1,776-Ю"3
Тангенциальное напряжение в теле корпуса (формула (4.5))
1650• 0,1036• 1100 • 9,81
ст =-------------г—— = 17 5,7 МПа
1 2-5,25-Ю'3
где толщина стенки в ослабленном сечении S = 5,25 10‘3 м.
Эквивалентное напряжение по формуле (4.6)
130
аже = л/126,52+175,72-126,5-175,7 = 157 МПа.
Коэффициент запаса
300 , л
п =---= 1,9
157
Напряжение сжатия в стенке направляющего аппарата (форму-
ла (4.7))
= 1,2-54635= 5 Мпа <480 МПа.
с 0,91-1 (Г3
4.1.1. РАСЧЕТ ВАЛА ЭЦН НА ПРОЧНОСТЬ
На вал насоса насаживаются рабочие колеса, свободно передви-
гающиеся по валу в осевом направлении и ограниченные в переме-
щении нижним и верхним направляющими аппаратами.
Вал насоса представляет собой стальной стержень, который бла-
годаря многократной протяжке и дальнейшей обработке на правиль-
но-полировальном станке имеет высокую точность по диаметру, пря-
молинейность и малую шероховатость.
При большой длине погружных центробежных насосов 6000-
10500 мм применяются валы довольно малого диаметра: 17, 20, 22,
25, 28 мм, в то время как передаваемые этими валами максимальные
мощности при установившихся режимах работы составляют значи-
тельную величину (52, 80, 110, 150 и > 230 кВт); минимально допус-
тимое значение коэффициента запаса прочности по пределу текуче-
сти принято равным 1,2 [26].
Валы насосов обычного исполнения изготавливают из высоко-
прочной стали 03Х14Н7В по ТУ 14-1-2749-79, а коррозионно-
стойкого - Н65Д29ЮТ - ИШ (К - монель).
Надежность и работоспособность погружных насосов в большей
степени зависят от прочности вала.
При расчете вала необходимо рассмотреть два режима работы;
периоды запуска, когда возникают динамические нагрузки, и нор-
мальный установившийся режим.
131
Нормальный установившийся режим характеризуется воздейст-
вием на вал следующих основных нагрузок:
крутящего момента;
осевых нагрузок от давления столба откачиваемой жидкости на
верхний торец вала и частично передаваемых от рабочих колес;
радиальной нагрузки, передаваемой шлицевой муфтой;
центробежных сил, возникающих от неуравновешенности рабо-
чих колес и работы вала за критическим числом оборотов.
В период запуска добавляются динамические нагрузки, обуслов-
ленные инерцией ротора насоса и моментами сопротивления в местах
трения ротора.
Расчетами и опытами установлено, что при пуске погружных цен-
тробежных насосов с чугунными рабочими колесами на валу возникают
динамические нагрузки, превышающие в 1,4-1,7 раза нагрузки при нор-
мальном установившемся режиме работы, а в насосе с пластмассовыми
рабочими колесами это превышение составляет примерно 9% [11].
Режим пуска насоса с динамическими нагрузками действует
кратковременно, и проверять усталостную прочность вала в этом
случае не следует.
Нормальный установившийся режим действует весьма длитель-
ное время, и в этот период вал необходимо проверять на предел вы-
носливости, так как на вал действуют переменные изгибающие на-
грузки. Именно поэтому при значительной массе ротора насоса (чу-
гунные рабочие колеса) расчет вала на прочность производят по ус-
ловиям пускового режима, а при малой массе ротора насоса (пласт-
массовые рабочие колеса) - по условиям нормального установивше-
гося режима с учетом переменных нагрузок.
Расчет на максимальные нагрузки в период запуска является основ-
ным для насосов с подшипниками скольжения. Для определения вынос-
ливости вала допустимо применение расчета вала с шарикоподшипни-
ками как предъявляющего более жесткие требования к изгибу вала.
132
Прочностные расчеты могут быть с достаточной точностью сде-
ланы без учета при обоих режимах осевых нагрузок и центробежных
сил, так как величины их сравнительно малы.
Вал рассчитывают на прочность при совместном действии изгиба
и кручения, принимая все нагрузки постоянными, а на выносливость
- по номинальной нагрузке при рабочем числе оборотов.
Наибольшие нагрузки приложены к валу в его нижней части, в месте
соединения с гидрозащитой. Опасным сечением вала является сечение,
где тело вала ослаблено шлицами и проточкой под стопорное кольцо.
4.2. РАСЧЕТ ВАЛА ЭЦН С РАДИАЛЬНЫМИ
ПОДШИПНИКАМИ НА ПРОЧНОСТЬ И ВЫНОСЛИВОСТЬ
4.2.1. РАСЧЕТ ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ
При нормальной работе вал насоса подвергается, в основном,
воздействию крутящего момента, осевой сжимающей нагрузки на
верхний торец вала и радиальной нагрузки. Радиальная нагрузка на
вал вызывается несоосным расположением валов насоса и протектора
и возможной неточностью изготовления шлицевого соединения.
Предварительно определяют размеры вала по внутреннему диаметру
шлицев [22] без учета влияния концентрации напряжений и изгиба вала:
___ МКр тах кр max кр max
кр~ Wp ~ лй2т ~ 0,196< ’
откуда (4-9)
где
N
Кртах= 955,5-^, (4.10)
п
Мпах - приводная мощность двигателя, кВт; п - частота оборотов вала
электродвигателя, мин'1.
Напряжение на кручение определяют по пределу текучести мате-
риала от в том случае, если нет данных по тт для данного материала.
133
Как правило, принимают [3], что касательное напряжение текучести
равно половине от, если нет более точных данных.
Допустимое касательное напряжение при кручении принимают с
коэффициентом запаса ц = 1,4 - 1,6:
(4.11)
ту 2т]
По табл. 4.1, где даны механические характеристики заготовок
для валов, выбираем соответствующую сталь для вала. Если она нас
не удовлетворяет, то можем воспользоваться табл. 5.1, где даны ме-
ханические характеристики сталей для валов, полученные по резуль-
татам испытаний стандартных образцов.
Подставляя найденное значение [тт] в формулу (4.9) вместо ткр,
определяют б/вн. По диаметру <УВН подбирается размер шлицевого со-
единения так, чтобы внутренний диаметр шлицев был равен или
больше б/вн.
По ГОСТ 1139-80 (табл. 4.2) можно выбрать стандартное шлице-
вое соединение, однако иногда приходится разрабатывать такое со-
единение самостоятельно (табл. 4.3), так как стандартные часто не
соответствуют расчетному.
В погружных центробежных насосах нижний конец вала, если
его рассматривать как балку, работающую на изгиб, размещен в
длинном сальнике и опирается на два крайних радиально-упорных
подшипника (рис. 4.1). Вал в этой части несет радиальную нагрузку,
приложенную к середине длины сочленения шлицев вала и муфты.
Рис. 4.1. Схема расположения шлицев и подшипников вала ЭЦН
134
Некомпенсированная зазорами несоосность создает радиальную
нагрузку, действующую на шлицевой конец вала насоса. В этом слу-
чае радиальная нагрузка Р будет равна [22]
_ 3W
,"(/1+с)с2
(4-12)
где Е - модуль упругости материала вала, Н/см2; Ду - стрела прогиба
шлицевого конца вала, см; принимается 0,0002 - 0,0003 от расстояния
между опорами [6] или 0,02 - 0,03 мм [2]; Ц - расстояние между цен-
трами крайних подшипников, см, определяется по чертежу; с - рас-
стояние между нижним подшипником и серединой сочленения муфта
и вала, см; I - осевой момент инерции вала, определяемый по месту
проточки под стопорное кольцо, см4,
/ = вн + а (Z) — deH )(Z) + d вн ) ' z (4 13)
64
Здесь a - ширина шлица, см; Z) - наружный диаметр шлицев, см
(внутренний диаметр проточки); z - число шлицев.
Таблица 4.1
Механические характеристики основных материалов валов [6]
Марка стали Диаметр за- готовки, мм (не бо- лее) ав от а-i Т-1 Твердость НВ Коэффициенты
МПа Фо Фг
Ст5 Неограничен 520 280 220 130 190 0 0
Ст45 Неограничен 560 280 250 150 200 0 0
» 120 800 550 350 210 240 0,1 0
» 80 900 650 380 230 270 0,1 0,05
40Х Неограничен 730 500 320 200 200 0,1 0,05
» 200 800 650 360 210 240 0,1 0,05
» 120 900 750 410 240 270 0,05 0,05
40ХН Неограничен 820 650 360 210 240 0,1 0,05
» 200 920 750 420 250 270 0,1 0,05
20 60 400 240 170 100 145 0 0
20Х 120 650 400 300 160 197 0,05 0
135
12ХНЗА 120 950 700 420 210 260 0,1 0,05
12Х2НЧА 120 1100 850 500 250 300 0,15 0,1
18ХГТ 60 1150 950 520 280 330 0,15 0,1
ЗОХГТ Неограничен 950 750 450 260 270 0,1 0,05
» 120 1150 950 520 310 320 0,15 0,1
» 60 , 1500 1200 650 330 415 0,2 0,1
Таблица 4.2
Геометрические характеристики шлицевых соединений (ГОСТ 1139-80)
Z ^вн, ММ D, мм а, мм £>СР, мм А, мм Sp, мм3/мм
6 11 14 3,0 12,5 0,9 34
6 13 16 3,5 14,5 0,9 39
6 16 20 4,0 18,0 1,4 76
6 18 22 5,0 20,0 1,4 84
6 21 25 5,0 23,0 1,4 97
6 23 28 6,0 25,5 1,9 145
6 26 32 6,0 29,0 2,2 191
6 28 34 7,0 31,0 2,2 205
Примечания. 1. dcp вычисляется по соотношению JCp = (dm+D)!2.
к_
2. Рабочая высота шлица " ~ ~ , где фв,<рс = 0,3 мм - фаски шлицев
Тв Ч'с
Таблица шлицев валов ЭЦН
Таблица 4.3
Диаметр вала, мм Обозначение шлицевого соединения
17 6x14x17
20 6x16x20
22 6x18x22
25 6x21x25
28 6x23x28
Вторая радиальная нагрузка, действующая на нижний конец вала
насоса, возникает вследствие неточности изготовления шлицев.
При расчетах обычно принимается, что число шлицев, включен-
ных в работу, равно 0,7 - 0,8 от общего их числа.
Пять работающих шлицев дают нагрузку, равную 0,2Рокр,
где
? _ ^^кр max
°КР- d
ср
136
Jcp - средний диаметр шлицев;
Р2 = 0,2Рокр. (4.14)
Наиболее нагруженным является шлицевой конец вала в месте
проточки под стопорное кольцо.
Изгибающий момент в этом сечении [22]
Мизг.тах = (Р2 + Л)6, (4.15)
где b - расстояние от точки приложения силы Р и проточкой под сто-
порное кольцо (см. рис. 4.1, с. 134);
Mi3r.min = (/>2-Pl)^. (4.16)
Напряжение изгиба в опасном сечении
(7 _ ^.тах /4 17\
кзг.тах э V*’1'/
где Wx - осевой момент сопротивления шлицевого вала [6] в месте
приточки под стопорное кольцо,
jy — вн ~ ^вн + ^вн) 'z . (4 18)
х 32D
~ _ ^изг.min
аизг.тт . (4.19)
Напряжения кручения
^кр.max ..
Т = —£— > (4.20)
г р
где Wp = 2WX - полярный момент сопротивления шлицевого вала в
месте проточки под кольцо.
137
Так как валы, в основном, работают в условиях изгиба и круче-
ния, а напряжения от продольных усилий невелики, то эквивалентное
напряжение определяется по 4-й теории прочности [6]:
сжв -^из+Зг2, (4.21)
где оизг - максимальное напряжение по формуле (4.17).
Запас прочности по пределу текучести должен быть не менее
1,3... 1,4:
«Г =^^13. (4.22)
и экв
4.2.2. РАСЧЕТ ВАЛА ЭЦН НА ВЫНОСЛИВОСТЬ
Величины средних напряжений изгиба в цикле и их амплитуд за-
висят от характера цикла. В общем случае и при асимметричном цик-
ле они равны
0. — 0~max + ^min . _ ^тах ^nriin
т 2 а 2
При симметричном цикле
— ~ ^тах ^min-
При пульсирующем цикле
(4.23)
Коэффициенты запаса прочности:
при изгибе
п \ 671---------
при кручении
П- =-7—т--!----
(4.24)
(4.25)
Полагая, что вал крутится равномерно, без рывков, та = О,
138
где o.i и т.1 - пределы выносливости материала при изгибе и круче-
нии соответственно; если t.i неизвестно, то принимаем
т.1 = (0,5-0,7) о.!;
фст и фт - коэффициенты, характеризующие чувствительность металла
к асимметрии цикла; принимают фа = 0,1-0,2 - для углеродистых ста-
лей при ов<500 МПа; фа = 0,2-0,3 - для легированных сталей, углеро-
дистых сталей при ов>500 МПа, титановых и легких сплавов [6];
фт = 0,5фст;
где кс - коэффициент концентрации напряжений [6, табл. 6, с. 137]; £а
- коэффициент, учитывающий масштабный фактор [6, табл. 9; с.
138]; ра- коэффициент, учитывающий влияние состояния поверхно-
сти [6, табл. 10, с. 139].
Если известны пределы выносливости реальной детали, то соот-
ношения (4.24) и (4.25) можно переписать в виде [6]
Ъ+ФаРп,
пт=-^----------
где
<Р<*=<Ра^-, <Р* = <Рг^~ •
К(Г Кт
Если амплитуды и средние напряжения возрастают при нагруже-
нии пропорционально, то общий запас прочности определяют из со-
отношения [21]
(4.27)
(4.28)
139
"=£Г^>1,5. (4.29)
V «г По
Задача 26. Рассчитать вал ЭЦН5-130-1700 на прочность и вынос-
ливость.
Дано: тип электродвигателя ПЭД 45-117, п = 2820 мин’1.
Решение. Определим по формуле (4.10) Мкртах:
45
ЛГ ах = 955,5— = 15,24кНсм.
кртах 282()
По формуле (4.9) определим предварительно размеры вала:
| 15240
вн V 0,196 г ’
у КР
Выбираем для вала сталь 40ХН от = 750 МПа; о.! = 420 МПа (см.
табл. 4.1):
т = к ] = = 250МПа = 250-102 Н/см2;
р 2-1,5
" V 0,196-25000
По табл. 4.3 выбираем шлицевое соединение 6x14x17.
По формулам (4.12) и (4.13) найдем радиальную нагрузку Р\:
, л--1,44 + 0,35(1,6-1,4)(1(6+1,4)2-6 ,
I =------------2------— = 0,248 см4.
64
Из чертежей вала найдем с = 3,6 см; L\ = 5,0 см; Ду = 0,0003-5,0 =
1,5-10’3 см.
Согласно [22] Ду = 0,025-^-0,030 мм;
_ 3 -20,6 -106-0,248 -2,5 -10"3 _ н
(5 + 3,6)-3,62 '
По формуле (4.14) определим Р2.
140
р = 2 15240 = 19664,5 Н;
°кр 1,55
Р2= 0,2-19664,5 = 3933 Н.
f
По формулам (4.15) и (4.16) найдем Мизгтах и Мизгтт, если Ъ = 2,7 см:
Мизгтах = (344+3933)-2,7 = 11,547 кН-см;
Мизгпйп = (3933-344) -2,7 = 9,690 кН-см.
По формулам (4.17) - (4.19) вычислим изгибающие напряжения:
W -jl,4-+0,3S(l,6-1.4X1.6t1.4)- .6 , „з.
х 32 1,6
<т„гт„ =^ = 37370 Н/см2;
<7мтЬ| ~ 9690 =31359 Н/см2.
пз.тт 0,309
По формуле (4.20) найдем
15240 алггл тт/ 2
т =-------= 24660 Н/см2;
2 0,309
найдем по формуле (4.21):
ажв = 7з7,372+3-24,662 = 56,75 кН/см2;
от = 750-106 Н/м2 = 750-102 Н/см2;
Произведем расчет вала на выносливость. По формулам (4.23)
определим <зт и аа:
37370+31359 и/ 2
ат=-----------= 34365 Н/см2;
141
37370-31359^ Шсм2
2
Коэффициенты запаса прочности при изгибе и кручении опреде-
ляем по формулам (4.24) - (4.26).
Для стали 40ХН (см. табл. 4.1) ов = 920-102 Н/см2; o.i = 420-102
Н/см2; т_, = 250-102 Н/см2; <ро = 0,2; <рт = 0,1.
Из табл. 6, 8, 9, 10 [6] имеем
ка = 2,15 при d= 1,5 см; г = 0,1 см; t = 0,15 см;
(* ) = -А- = 2’15 = 2,06 •
°" eaf}„ 0,87 1,2
=2»44
г “ £Т0Т 0,871,2 ’
Тогда
420-102
«лт =--------------------= 3,21 •
а-1 2,06-3005+0,2-34365
250-102
«Т =-------------7 = 10,1.
т 0,1-246,6-102
По формуле (4.29)
3,21-10,1
п= .-----==3,06> 1,5
73,212-10,12
4.3. РАСЧЕТ ВАЛА ЭЦН НА СМЯТИЕ ШЛИЦЕВ
Расчет шлицев на смятие проводится в соответствии с методикой [9].
Напряжение смятия определяют по формуле
(430)
где ТК = Ттах/2 - расчетный крутящий момент, равный Мкр тах при ра-
боте насоса в нормальном режиме; L - длина сопряжения шлицев с
муфтой; Sf - статический момент (см. табл. 4.2).
Допустимое напряжение смятия определяется [9] по формуле
142
[<4=
*1кс„kD’
(431)
где т| = 1,25-1,4 - коэффициент запаса (1,25 - для незакаленных рабо-
чих поверхностей); ксм = к3-кцр-кп - коэффициент концентрации на-
грузки; kD - коэффициент динамичности нагрузки,
kD=^; (kD = 2 + 2,5),
L К
где кп - коэффициент чистоты поверхности, принимаем равным 1,1-
1,6; к3 - коэффициент закалки, принимаем 3,0-1,6 при отношении L/D
= 2; кпр - коэффициент приработки, до приработки £пр =3,0, кпр = 1,6 -
после приработки.
При отношении L/D = 2,5 £пр = 3,8-1,9.
ПриЬ/Л = 3,0 &пр = 4,5-2,1.
В результате расчета по формулам (4.30) и (4,31) должно быть а < [о]см
Задача 27. Рассчитать на смятие шлицы вала 6x14x17 из стали 40ХН.
Решение. По формуле (4.30) найдем действующее напряжение
смятия:
ТК = Мкр - 15,24 кН-см;
L = 40 мм = 4 см.
По табл. 4.2 путем интерполяции найдем SF = 48 мм3/мм = 0,48
см2:
<7=1а2,4о1л°3 = 7937 Н/см2 = 79,4 МПа.
0,48-4
По формуле (4.31) найдем допустимое напряжение смятия:
kD=2; г|= 1,25 при £/£> = 2,0; £пр = 1,8; £3= 1; &п= 1,3;
ксм = 11,8-1,3 = 2,34;
Нм = =12820 н/см2 = 128,2 МПа.
1,25 1,8 1,3-2
143
4.4. РАСЧЕТ ВАЛА НА МАКСИМАЛЬНЫЕ НАГРУЗКИ
В ПЕРИОД ЗАПУСКА
Пуск погружного центробежного электронасоса подчиняется ос-
новным законам динамики и описывается дифференциальным урав-
нением движения [11]
МД-М=[1Д-1Н}^ (4.32)
at
где Мд - момент на валу двигателя в зависимости от частоты враще-
ния вала; Мс - момент сопротивления насоса в зависимости от часто-
ты вращения вала; /д - момент инерции ротора двигателя; /н - момент
инерции ротора насоса; п - частота вращения вала; t - время запуска.
При запуске агрегата возможны два характерных случая. При от-
сутствии жидкости в НКТ (трубы не залиты или отсутствует обрат-
ный клапан) напор насоса определяется высотой подъема жидкости
по трубам в момент запуска и потерями на трение.
В связи с тем, что период пуска сравнительно мал, этот случай
можно рассматривать как запуск насоса при открытой задвижке.
При наличии жидкости в НКТ (обратный клапан) масса жидкости
настолько велика, что время, необходимое для сообщения жидкости
ускорения, значительно больше времени, необходимого для того,
чтобы пущенный в ход электродвигатель набрал нормальное число
оборотов. Этот случай можно рассматривать как запуск насоса при
закрытой задвижке.
Из уравнения (4.32) следует, что избыточный момент затрачивается
на ускорение ротора двигателя и ротора насоса. Следовательно, на ус-
корение собственно ротора насоса расходуется лишь доля избыточного
момента, определяемого соотношением моментов инерции, т.е.
Мдтн={м0^-Мс]-^-, (4.33)
где MD max - максимальный момент электродвигателя (берется по мо-
ментной характеристике электродвигателя, комплектующего насос),
144
Н м (табл. 4.4); Мс - момент сопротивления насоса при частоте вра-
щения вала, соответствующей максимальному моменту электродви-
гателя, Нм.
Из формулы (4.33) видно, что на вал насоса в процессе пуска дей-
ствует момент [11]
Ч^=Ч4ма^-Мс]-^-. (4.34)
4 '1D
Формула (4.34) справедлива для всех точек механической харак-
теристики двигателя и момента сопротивления насоса.
Момент сопротивления насоса складывается из момента сопро-
тивления рабочих колес и моментов механического трения в сальни-
ке, радиальных подшипниках и пятах.
Эксперименты показали, что абсолютная величина изменения
моментов трения в сальнике и радиальных подшипниках очень мала
по отношению к величине изменения моментов сопротивления рабо-
чих колес. Вот почему для практических расчетов моментов сопро-
тивления насосов при их запуске можно не учитывать характер изме-
нения моментов в сальнике и радиальных подшипниках и с достаточ-
ной точностью можно считать их постоянными. В соответствии с
принятым допущением момент сопротивления насоса при запуске
можно определить по рабочей характеристике насоса по закону квад-
ратичной параболы со смещенной вершиной. Момент сопротивления
насоса, Н м, будет равен [11]
+МТ, (4.35)
где Л/н - момент, потребляемый насосом при установившейся частоте
вращения, соответствующей максимальной мощности насоса, Н м
(определяется по формуле (4.10)); ЛГТ - момент, затрачиваемый на
преодоление сил трения в насосе, Н м; пм - частота вращения, соот-
ветствующая максимальному моменту электродвигателя (берется по
моментной характеристике электродвигателя, комплектующего, на-
МС=(М,-МЛ^-
L п
6-2083
145
сос), мин1; п - частота вращения вала при максимальной мощности
насоса, мин1.
В расчетах с достаточной степенью точности можно принять пм =
2000 мин1, п = 2820 мин1.
При определении момента, затрачиваемого на преодоление сил
трения в насосе, можно пренебречь влиянием моментов сил трения в
сальнике и радиальных подшипниках ввиду их малости, как указыва-
лось выше.
Тогда
МТ = МТК + МТП, (4.36)
где Мк - момент, затрачиваемый на преодоление сил трения в ступи-
цах и шайбах рабочих колес, Н м; Л/тп - момент, затрачиваемый на
преодоление сил трения в пяте насоса, Н м.
Величина Л/гк определялась экспериментальным путем для 100
ступеней насосов различных групп. Для Z ступеней
Z
Мтк — MTk\qo , (4.37)
где Л/тк юо - определяется по эмпирическим формулам [12]:
для насосов группы 5
мтк m = 0,4970-60,8 н-м; (4.38)
для насосов группы 5А
Л/тоо = 0,36^6-65,85 Н-м; (4.39)
для насосов группы 6
Мтоо = 0,26^6-70,0 Нм, (4.40)
где Q - подача насоса на оптимальном режиме, м3/сут.
При наличии в рабочих колесах резиновых шайб (вместо тексто-
литовых) величину момента Мте юо, подсчитанную по одной из фор-
146
мул (4.38) - (4.40), следует увеличить на 2-4 Н м. Меньшее значение
принимается для резиновых шайб меньших размеров.
Момент, затрачиваемый на преодоление сил трения в пяте, зави-
сит от осевой нагрузки, действующей на вал насоса, размеров пяты и
материалов, из которых изготовлена пята.
Величина момента трения в пяте определяется по формуле
MTn = Z(GK+GB)Rf, (4.41)
где GK - сила тяжести, рабочего колеса, Н; (7В - сила тяжести вала на
высоте 1-й ступени, Н; если она неизвестна, то ее можно рассчитать:
GB = 0,785 бЛЛтРв£,
где dB - диаметр вала, м; Лст - монтажная высота ступени, м; рв -
плотность материала вала, кг/м3; для стали 03Х14Н7В рв = 7850 кг/м3,
для стали К-монель рв = 8900 кг/м3; g = 9,81 м/с2; R - приведенный
радиус трения пяты, м,
где 7?н - наружный радиус пяты, м; RB - внутренний радиус пяты, м; f
- коэффициент трения в пяте при скорости, равной нулю, рекоменду-
ется/^ 0,1 [13].
Если рабочее колесо выполнено с отрезной ступицей (защитной
втулкой), то необходимо учесть и ее силу тяжести.
Тогда
MTn = (GK + GB + GBT)R/ (4.43)
где GBT - сила тяжести Z втулок, Н,
GBT = 0,785 (Z>2BT - <?В)ЬВТ pBTg z.
Здесь DBT - наружный диаметр защитной втулки, м; LBT - длина
втулки, м; рвт - плотность материала защитной втулки, кг/м3; для ла-
туни Л63 рвт = 8400 кг/м3; Z - количество ступеней.
147
Для расчета крутящего момента, действующего на вал насоса при
пуске, необходимо определить моменты инерции роторов насоса и
двигателя.
Момент инерции ротора насоса, кг м2, зависит от размеров и кон-
струкции рабочих колес и размеров вала:
для рабочих колес со ступицами
/н = /рк + /в; (4.44)
для рабочих колес с отрезными ступицами (защитными втулками)
Л = Лк + Л + Лт- (4-45)
Здесь /рк - момент инерции рабочих колес насоса, кгм2,
где тк - масса рабочего колеса, кг; DK - наружный диаметр рабочего
колеса, м; /в - суммарный момент инерции валов насоса, кгм2,
/в=^Л; (4.47)
8
тв - суммарная масса валов, кг; de - диаметр вала, м.
Если суммарная масса валов неизвестна, то суммарный момент
инерции валов определяют из выражения
(4.48)
1ВТ - суммарный момент инерции отрезных ступиц (защитных
втулок), кгм2,
у _твт(^2вт~^2в) 7
вт g
или
4,= А», Л -------Lem'Z. (4.49)
148
Момент инерции ротора электродвигателя, кгм2, определяется по
формуле
^тр^Р
о 8 ,
где тр - масса ротора электродвигателя, кг; Dp - наружный диаметр
роторного пакета, м.
Данные для расчета момента инерции ротора электродвигателя
приведены в табл. 4.4
Таблица 4.4
Данные для расчета валов насосов
Электродвига- тель Ти п ПЭД45 -117 ПЭД63 -117 ПЭДС90 -117 ПЭДС125 -117 ПЭДС250 -130 ПЭДС360 -130
Максимальный момент электро- двигателя Нм 540 820 1080 1640 2850 4100
Масса ротора электродвигателя кг 65 78 122 157 311 465
Наружный диа- метр роторного пакета м 0,056 0,056 0,056 0,056 0,0638 0,0638
Диаметр вала на- соса м 0,017 0,017 0,020- 0,022 0,022 0,028 0,028
Наружный радиус пяты м 0,028 0,028 0,028 0,028 0,038 0,038
Внутренний радиус пяты м 0,017 0,017 0,017 0,017 0,021 0,021
После расчета максимального крутящего момента ЛЛ-max на валу
насоса вводится поправка на демпфирование, величина которой зави-
сит от суммы валов секций.
Тогда расчетное значение максимального крутящего момента
Мр — ^Мв.тах, (4.51)
где ф - коэффициент, учитывающий демпфирование [13] (при сумме
длин валов секций меньше 6 м ф = 1,0; при сумме длин валов секций
больше 6 м ф = 0,8).
7-2083
149
По вычисленному значению Мр определяется касательное напря-
жение кручения в шлицевой части вала, которое должно быть меньше
допускаемого или равно ему:
Мп г д
7 = -^<И, (4.52)
уур
где FFp - момент сопротивления кручению шлицевого конца вала;
И = 655 МПа для сталей 03Х14Н7В и Н65Д29ЮТ-ИШ (К-монель).
Запас прочности
[?]
п = .
т
Задача 28. Рассчитать вал насоса ЭЦН-1000-900 на динамические
нагрузки в период запуска.
Исходные данные:
валы для насосов обычного исполнения изготавливаются
из стали 03Х14Н7В;
плотность материала валарв = 7850 кг/м3;
допускаемое напряжение на кручение И = 655 МПа;
валы для насосов коррозионно-стойкого исполнения
изготавливаются из стали Н65Д29ЮТ-ИШ (К-монель);
плотность материалар3 = 8800 кг/м3;
защитные втулки вала изготавливаются из латуни Л63;
плотность латуни рвт = 8400 кг/м3;
масса рабочего колеса wpK = 0,65 кг;
масса валов (суммарная) тив= 100 кг;
диаметр рабочего колеса DK = 0,092 м;
наружный диаметр пяты £>п = 0,076 м;
внутренний диаметр пяты dn = 0,042 м;
монтажная высота ступени = 0,091 м;
наружный диаметр защитной втулки <7ВТ = 0,035 м;
длина защитной втулки £вт = 0,050 м.
150
Примечания.
1. Размеры рабочего колеса и монтажная высота ступени определяются
при проектном расчете.
2. Размеры пяты и защитной втулки принимаются после разработки
сборочного чертежа насоса.
3. Масса рабочего колеса и валов секции насоса подсчитываются
как т - Хр (X- объем, дм3).
Решение. Определяем ориентировочно размер вала по внутрен-
нему диаметру шлицев без учета концентрации напряжений и изгиба
вала по формуле (4.9), а - по формуле (4.10):
М =9555^-=9555—=847 Н-м;
р п 2820
тогда
Учитывая концентрацию напряжений, принимаем следующие
размеры шлицевой части вала: Z = 6; dBn = 23 мм: dB = 28 мм.
Расчет вала на кручение для условий динамического нагружения
(период запуска) сводится к определению коэффициента запаса
прочности в шлицевом сечении вала:
[г]
п = —,
Т
где т = MB/Wp - напряжение кручения в шлицевой части вала нижней
секции.
Момент, действующий на вал насоса при пуске, определим по
формуле (4.34), где Мс - момент сопротивления насоса при частоте
вращения вала, соответствующей максимальному моменту электро-
двигателя, Н м: Afo.max = 2850 Н м (см. табл. 4.4 исходных данных
электродвигателя ПЭДС 250-130) или MD>max = Мкр-3,36; /н, ID - приве-
денный к валу момент инерции соответственно насоса и ротора элек-
тродвигателя, кгм2.
Определяем момент сопротивления насоса (формула (4.35)).
151
Максимальный момент, потребляемый насосом при установив-
шейся частоте вращения вала (формула (4.10)),
Мк„ = 9555 = 9555 • = 847 Н-м.
*” п 2820
Момент, затрачиваемый на преодоление сил трения в насосе
(формулы (4.36); (4.37); (4.40)),
Л/т = 17,3 + 7,06 = 24,36 Нм,
где
Мтк=Мтк.т~ = 7,93 — = 17,3 Н-м.
тк moo 100 100
Момент, затрачиваемый на преодоление сил трения в ступицах и
шайбах рабочих колес 100 ступеней, для насосов группы 6
= 0,26^0-70=0,26х/1000-70 = 7,93 Н-м.
Момент, затрачиваемый на преодоление трения в пятах насоса
(формула (4.41)),
где z = 218;
Mm = Z(GK+G3)Rf9
п 2 0,038s-0,0213 лл„л
R =----—=—-—= 0.030 м:
3 0,03s-0,02 Г
RH = 0,038 м, R3 = 0,021 м;/= 0,1 - коэффициент трения в пяте; GK =
6,5Н - сила тяжести рабочего колеса; Ge = /vg-0,785ч/в-йст =
7850-9,8Т0,785 0,0282-0,091 = 4,3 Н - сила тяжести участка вала.
Тогда
Мтп= 218(6,5+4,3)0,030-0,1 = 7,06 Н-м;
ГолллП2
+ 24,36=438Д4 Н-м.
Мс =(847-24,Зб{^3
с v 2820
Определяем приведенный к валу момент инерции ротора насоса:
/н =/РК +7В +/вт = 0,12+0,01+0,008 = 0,138 кгм2,
где момент инерции рабочих колес (формула (4.46))
152
I = °’65 0’09^ . 218= 0,12 кг м2;
10
момент инерции вала (формула (4.47))
I _ 100 0,0282 _ q Q! кг-м2;
в 8
момент инерции защитных втулок вала (формула (4.48))
=8400^0’03S>-0’0281)0,05-218=0,008 кг-м2.
32
Определяем приведенный к валу момент инерции ротора элек-
тродвигателя (формула (4.50)):
311А063£=
D 8
где /Ир = 311 кг; Dp = 0,0638 м (см. табл. 4.4).
Момент, действующий на вал насоса при пуске (формула (4.34)),
М =438Д4+[2850-43814]—°’138 =1555 Н-м.
0,138—0,16
Определяем напряжение в шлицевой части вала нижней секции:
Г=Ч =J555^ = 518^3Mn
W. 3-10“6
где Wp = Зсм3 (формулы (4.18), (4.20))
Коэффициент запаса прочности при пусковом режиме
655
и =-------= 1,26 •
518,3
при установившемся режиме
„ МН
т = —
— = 282 мПа.
153
Коэффициент запаса прочности
4.5. РАСЧЕТ ШАРИКОПОДШИПНИКОВОЙ ОПОРЫ ВАЛА*
Радиально-упорные подшипники, сдвоенный и одинарный, распо-
ложены в основании насоса. Они несут осевую нагрузку от давления
столба жидкости на верхний торец вала и от веса вала и радиальной на-
грузки Р\ и Р2 (см. рис. 4.1). Одинарный подшипник воспринимает ра-
диальные и случайные осевые нагрузки, направленные снизу.
Опорные радиальные реакции определяют из условия действия
нагрузки на середину длины шлицев вала: Р = Р1+Р2.
Радиальные нагрузки на крайние подшипники будут равны [22]
Rt=P 1 + —
L А.
(4.53)
Осевая нагрузка, Н, воспринимаемая верхними сдвоенными под-
шипниками, равна
— Нн । р
(4/54)
где Н’н - наибольший напор насоса, м; рж - плотность жидкости,
кг/м3; d- диаметр вала, м; Ръ - вес вала насоса, Н.
Поскольку средний подшипник не воспринимает радиальных на-
грузок, его подбирают по верхнему.
При нормальном изготовлении сдвоенных радиально-упорных
подшипников осевая нагрузка распределена между ними равномерно.
Таким образом, на верхний подшипник действуют нагрузка G/2 и R2.
Условная нагрузка на верхний и нижний подшипники [4]
*С внедрением насосов с подшипниками скольжения расчет представляет интерес как
пример выбора и расчета шарикоподшипников.
154
Q Qnp^Kke^T?
где SnPi=^i;
Cnp2 = R2 + m[G/2 + № - 52)] (4.55)
при 7?i>7?2;
Qnp.=R^m[(Sl-S2)-G/2];
QuP2=R2 (4.55,a)
при Ri<R2,
11 - 1
где m - коэффициент приведения нагрузки, равный 3 в случае
преобладания радиальной нагрузки; m = 1/2,8/gp - если преимущест-
венно действует осевая нагрузка; 0 - половина угла контакта тел ка-
чения, равная для сдвоенных подшипников (серии 446) 26°; Sj и S2 -
осевые составляющие силы, возникающие от действия радиальных
нагрузок, равные соответственно
1,2 Ritg р и 1,2 R2tg Р;
долговечность подшипника качения кк ~ 1; кб - коэффициент безо-
пасности, определяющий влияние динамичности нагрузок, кб = 1,1 -
1,5 (см. табл. 4.2) [4]; кг - температурный коэффициент, при /<120 °C
кг= 1;при,= 125 °С£Г= 1,05; при t= 150°С£г = 1,1.
Для двухрядных радиально-упорных подшипников, подвергае-
мых действию радиальной и осевой нагрузок, условная нагрузка [4]
Q =• 0,57? + 0,385Gctg р. (4.56)
При определении долговечности двухрядного подшипника его
коэффициент работоспособности С делят на 1,7.
Для подшипника, состоящего из нескольких (трех-четырех) после-
довательно скомпонованных радиально-упорных шарикоподшипников,
<4-57)
155
где i - количество подшипников в комплекте; С - коэффициент рабо-
тоспособности однорядного шарикоподшипника.
При воздействии на комплектный подшипник приложенных из-
вне радиальной R и осевой G сил, учитывая осевые составляющие S2
и 51 от радиальных нагрузок, условная нагрузка [4]
Q=(kK -0,5X +0,385Gc/g^ +0,5-^-^, (4.58)
tgfc
где Р2 и Pi - половина углов контакта тел качения верхнего и нижнего
подшипников соответственно.
Определив величину условной нагрузки, находят коэффициент
работоспособности
C=Q(nh)°’3, (4.59)
где п - частота оборотов вала в мин; h - желаемая долговечность
подшипника, ч (для комплектных подшипников определяют по фор-
муле (4.57)).
По коэффициенту работоспособности выбирают подшипник [4,
табл. 2.15,2.16].
Задача 29. Рассчитать шарикоподшипниковую опору вала
6x14x17 ЭЦН 130x1700, если рж = 850 кг/м3; Pt = 148 Н; Р2 = 3933 Н
(задача 26); п = 2820 мин’1.
Решение. Но формулам (4.53) найдем
P = Pi + Р2 = 148 + 3933 = 4081Н; С = 3,6 см; Ц = 5 см;
Я, =4081—= 2938Н; Я, =4081 1+^
5,0 L 5,0
= 7019Н.
Осевую нагрузку, воспринимаемую сдвоенным подшипником,
найдем по формуле (4.54):
G = (1800-850 + 5,5-7850) 9,81-0,785-0,0172= 3,5 кН.
По формуле (4.55) найдем Q.
156
5! = 1,2-7,02-0,4877 = 4,11 кН;
S2 = 1,2-2,938-0,4877 = 1,72 кН;
0npl = 7O19H;
0пр2 = 2,938 + 0,54[3,5/2 + (4,11- 1,72)] = 5,174 кН.
Условная нагрузка
Qt = 7019 • 1-1,2-1 = 8423 Н = 859 кгс;
02 = 5174 • 1,2 = 6208 Н = 663 кгс.
Определим коэффициент работоспособности двухрядного под-
шипника по формуле (4.59), приняв за Q = (0i + Q2)/2 =746 кгс (или
рассчитав Q по формуле (4.56)).
Тогда
С= 746 (282O)0’3 • (1ОООО)0'3 = 128173.
По табл. 2.16 [4] выбираем двухрядный радиально-упорный ша-
рикоподшипник. Это подшипник серий 266000, 366000, 466000, d = 4
мм, D = 110 мм, В = 54 мм.
По наружному диаметру 110 мм этот подшипник не подходит для
ЭЦН 130x1700, имеющего корпус диаметром 92 мм. При расчете на
однорядный подшипник С = 128173/1,7 = 75396 выходим по табл.
2.15 [4] на те же размеры подшипника 66408.
Выберем трехрядный подшипник.
Условная нагрузка для комплектного трехрядного подшипника
(формула (4.58)) Q = (1 - 0,5) 2938 + 0,385-3500-2,05 + 0,5-1-7019 =
7740 Н = 789 кгс.
По формуле (4.57) найдем коэффициент работоспособности одно-
го подшипника при h = 10000 час, кб= 1,2:
789 • 1,2 • 28200,3 • 10000°3
С/ — — OvZ4s/.
0,9-3
157
Таким коэффициентом обладает радиально-упорный подшипник
тяжелой серии 66407 [4; табл. 2.15], однако он не вписывается в раз-
меры ЭЦН (D = 100 мм; d= 35 мм). Выбираем подшипник 66405 с D
= 80 мм; d = 25 мм, С = 46000, В = 21 мм, 0 = 36 °и определим его
долговечность:
L. = В+—+— = 2В=4,2 см;
2 2
Л, = 4081—= 3498Н; Я. =4081 1 + -^-
4,2 1 [ 4,2
= 7579Н;
G = 3 5 кН- т=-------=0,362-
3,8-0,7265 ’
S, = 1,2-7,58-0,7265 = 6,608 кН;
S2 = 1,2-3,5-0,7265 = 3,05 кН.
Условная нагрузка по формуле (4.58)
Q = 0,5-3498 + 0,385-3500-1,376 + 0,5-7579 = 7393 Н = 754 кгс.
По формуле (4.57) найдем долговечность подшипника:
0,9-3-46000
" 282O0’3 А0,31,2 ’
откуда Л0,3 = 12,66;
. . 1п1Д66 2,538
пА=-оз”=’оз"=8,462; h = е = 473’3 4 ~ 198 сут-
4.6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОЧНОСТИ НКТ
Исходя из веса оборудования (ЭЦН, электродвигатель, протек-
тор) и кабеля необходимо проверить прочность колонны НКТ на раз-
рыв в опасном сечении (НКБ и трубы, высаженные наружу) и на
страгивающие нагрузки в резьбовом соединении (гладкие НКТ с тре-
угольной резьбой и высокогерметичные трубы НКМ). Расчет на стра-
158
гивающие нагрузки и на разрыв в опасном сечении проводится по
формулам (1.11)и(1.12) соответственно.
Величина этих расчетных нагрузок должна быть достаточной для
удержания оборудования, спускаемого в скважину. Здесь необходимо
рассмотреть два случая.
1. Спуск на колонне НКТ оборудования установки, когда на ко-
лонну действует нагрузка от собственного веса и веса оборудования
установки. В этом случае допустимая длина колонны рассчитывается
по формуле
Р -М ?
т стр обор о
Ч)оп\ =---------, (4.60)
ЧтрП-g
- масса 1 п.м НКТ с учетом муфт; п = 1,3-1,4 - коэффициент
запаса прочности; g - ускорение свободного падения; Мо6ор - масса
оборудования, подвешенного на трубах,
^обор — ^эцн + ^пэд + ^пр + ^ком + ^як + ^каб + ^ман + ^дрос ^деб, (4.61)
где 7иЭцн - масса насоса; тпэд - масса погружного электродвигателя;
тпр - масса протектора; /иком - масса компенсатора; тяк - масса якоря
над насосом; тикаб - масса кабеля; wMaH - масса манометра; гидрос - мас-
са дроссельной камеры при совместной эксплуатации двух пластов;
^деб - масса дебитомера.
2. Второй случай рассматривает нагрузки, при эксплуатации
скважины с учетом массы поднимаемой жидкости. В этом случае до-
пустимая длина колонны НКТ определяется по формуле
Р -М • р
Г _ стр обор Ь
п-^тр+дж)' (462)
где дж - масса столба жидкости длиной 1 м внутри колонны труб,
ЯХ=~РЖ- (4-63)
где d - внутренний диаметр НКТ; рж - плотность жидкости.
159
Если допустимая длина окажется меньше требуемой, то в верх-
ней наиболее нагруженной части колонны устанавливаем НКТ боль-
шего типоразмера. Тогда допустимая длина верхней секции
стр * ст]1
(4.64)
Задача 30. Определить прочность колонны гладких НКТ 48x4 мм
при спуске на глубину 1350 м насоса ЭЦН 5А-160-1400, электродви-
гателя ПЭД 45-117 ЛВ, гидрозащиты 1Г51, кабеля КПБК 3x10 мм и
другого оборудования.
В качестве определяющей для гладких НКТ с треугольной резь-
бой вычислим страгивающую нагрузку по формуле (1.11):
3,14 42,6Ю~3-2,6Ю~3-380Ю6
По формуле (4.61) определим массу оборудования, подвешенного
на колонне:
wHac = 317 кг; /ипэд = 360 кг; wnp = 40 кг; тиком = 21 кг;
тяк = 26 кг; тикаб = 1,016-1345 + 0,466-15 = 1374 кг;
Аиман = 15 кг; Юдр = 15 кг; тдеб = 12 кг;
М,бор = 317 + 360 + 40 + 21 + 26 + 13744 +15 + 15 + 12 = 2234 кг.
Допустимую длину колонны при спуске оборудования определим
по формуле (4.60) с коэффициентом запаса 1,4:
Требуемая глубина спуска 1350 м - меньше допустимой, расчет
проходит.
160
Определим допустимую глубину спуска во втором случае - при
эксплуатации скважины - по формуле (4.62), предварительно опреде-
лив массу 1 м столба жидкости в трубах (рж = 880 кг/м3):
= 0,785-0,042-1-880 = 1,11 кг/м;
. 115500 -2234-9,81
доп2 1,4-9,81(4,46 + 1,11) М’
1223<1350 м, следовательно, верх колонны, где наибольшая нагрузка,
необходимо собрать из НКТ диаметром 60 мм.
Длина НКТ 60x5 мм равна
Л60= 1350-1223 = 127 м.
Проверим верх колонны на допустимую длину.
Страгивающая нагрузка для НКТ 60x5 мм
, 3,14-53,9 10 3 3,6-10’3 380 106 „ тт
-----------= 201,7 кН
53 9 -10
1+0,418 ’ — 0,384
2-29,3-Ю"3
где b = 5-1,14 = 3,6 мм; £>ср=5б,3 + 3,6 = 53,9 мм; ^=у^=0’418-
Допустимую длину верха колонны определим по формуле (4.64):
qx = 0,785-0,052-1-880 = 1,73 кг/м;
201700 -115500 __,,о
Л"2 “ 1,4 • 9,81 (7,01 +1,73) “ 7 М’
Необходимая длина НКТ 60x5 мм (127 м) - меньше допустимой,
следовательно, расчет проходит.
Варианты заданий параметров скважин к гл. 3 и 4 даны в табл. 4.5.
161
Таблица 4.5
Варианты заданий параметров скважин к гл. 3 и 4.
Параметры скважин
Номер варианта £>к, мм Яс, м за м /сут К, м3/сут • МПа /, м Лет, м hr, м Рс, МПа Рук, кг/м3 Г, м3/м3 Рз, МПа viot м2/с п, %
1 140 1700 130 60 10 800 5 0,2 820 30 1,0 2 10
2 146 2000 150 80 20 700 10 0,1 830 50 1,2 3 15
3 168 2130 270 150 30 400 15 0,2 870 150 1,3 4 30
4 140 2500 120 50 40 300 20 0,1 900 40 0,5 1,5 40
5 146 2200 140 70 50 1100 15 0,15 920 70 0,6 2 50
6 168 2400 310 160 60 500 10 0,25 880 140 0,4 2 50
7 140 2500 120 50 70 1300 5 0,1 860 20 1,3 3 40
8 140 1500 50 20 80 600 10 0,2 800 20 0,5 2 10
9 146 1600 160 70 70 800 15 0,15 810 80 0,7 3 20
10 168 1700 ПО 40 60 600 20 0,1 830 50 0,8 2 20
11 140 1800 40 10 50 1100 10 0,2 840 15 0,4 2 15
12 146 1900 250 120 30 500 20 0,15 850 130 0,9 2 40
13 168 2000 150 70 40 500 15 0,25 860 70 1,0 3 40
14 140 2100 70 20 20 500 20 0,1 880 30 1,2 4 50
15 146 2200 350 160 10 450 30 0,2 900 150 1,2 4 60
16 168 2000 100 40 20 600 30 0,1 810 60 1,0 2 10
17 140 2100 50 20 30 650 25 0,15 800 20 0,5 3 10
18 140 2200 40 18 40 700 20 0,2 800 20 0,6 2 10
19 168 2300 90 30 50 700 15 0,25 920 50 0,8 1,5 60
20 146 2400 150 60 60 850 10 0,3 930 70 1,3 2 65
21 168 2500 240 100 70 600 15 0,2 950 130 1,4 3 65
22 140 2600 80 30 80 900 20 0,2 820 30 1,0 2 20
23 146 2700 150 60 90 1100 25 0,15 850 70 1,4 2 30
24 168 1800 250 90 100 750 10 0,15 910 130 1,0 2 50
25 140 1100 125 50 90 300 15 0,2 900 70 0,8 3 45
26 146 1900 160 60 80 800 20 0,1 920 80 0,7 2 50
27 168 1400 340 130 70 400 25 0,2 950 130 0,6 1,5 60
28. 140 1700 180 60 60 400 20 0,15 900 90 0,7 2 45
29 168 1900 350 120 50 600 15 0,1 930 160 0,8 1,5 50
30 168 1600 500 180 40 450 10 0,1 980 180 0,7 2 80
5. ПОДДЕРЖАНИЕ ПЛАСТОВОГО ДАВЛЕНИЯ
5.1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЧИСЛА НАГНЕТАТЕЛЬНЫХ СКВАЖИН,
РАСХОДА ВОДЫ И ДАВЛЕНИЯ НАГНЕТАНИЯ
НА КУСТОВОЙ НАСОСНОЙ СТАНЦИИ
Общее число нагнетательных скважин определяется из соотношения
L
R
(5.1)
где L - общая длина контура нагнетания, м; R - среднее расстояние
между скважинами, м.
Тогда расход воды, нагнетаемой в каждую скважину,
п
(5.2)
где Q - общее количество нагнетаемой воды, м3/ сут.
Для предварительной оценки приемистости нагнетательных
скважин можно воспользоваться формулой Дюпюи
_ 23,6 kh АРф
Ч~ ц lg(RK/r)’
(5.3)
где к - эффективная проницаемость пласта для воды, D; h - мощность
пласта, м; АР = РЗАБ - Рпл - перепад давления на забое, МПа; РЗАБ - дав-
ление на забой при нагнетании, МПа; Ф - коэффициент гидродинамиче-
ского совершенства забоя скважины; И - вязкость воды, сПз; RK = RJ2 -
радиус контура действия нагнетательной скважины, м; г - радиус сква-
жины, м.
Из формул (5.1) - (5.3) находят избыточное давление нагнетания
у забоя скважины, МПа:
ДР = 1g—. (5.4)
236khL<p 6 2г V J
Задаваясь различными значениями R, находят ряд приемлемых
значений АР.
163
Давление нагнетания воды у устья скважины без учета гидравли-
ческих сопротивлений в колонне НКТ, МПа, составит
РНАГ = ДР + РПЛ-Hpg Ю~6, (5.5)
где Н - средняя глубина залегания нагнетательного пласта, м; р - плот-
ность воды, кг/ м3.
Величина гидравлического сопротивления в колонне НКТ, МПа,
определяется по формуле
где V = 864QQp - скорость движения воды, м/с; F - площадь попереч-
ного сечения внутреннего канала трубы, м2; d - внутренний диаметр
трубы, м; X - коэффициент гидравлического сопротивления, опреде-
ляемый по формулам
А = —-, если Re<2300- течение жидкости ламинарное; (5.7)
0 32
А = ’025 , если Re>2800 - течение турбулентное;
Re
(5.71)
X = (0,16Re-13)-КГ4, если 2300<Re <2800. (5.711)
Число Re определяется из формулы
Vd
Re = —
v
(5.8)
где v - кинематическая вязкость, м2/с.
Тогда давление нагнетания на устье скважины, МПа,
Ру ?нагн Ртр • (5-9)
Давление нагнетания кустовой насосной станции (КНС), без уче-
та геодезических отметок,
164
Ркнс — ^нагн + ^тр +^тр > (5.10)
где - потери давления в подводящем от КНС трубопроводе. Они
определяются по формуле (5.6), где вместо Н (глубины залегания
пласта) принимают LTp - длину подводящего трубопровода и соответ-
ствующий ей диаметр. При учете разности геодезических отметок
Лнс = Ру + Р\> +(hK - h„)pg. (5.101)
По найденному по формуле (5.101) давлению выбираются насосы
на КНС, рассчитывается прочность трубопровода.
Результаты расчетов сводят в таблицу, куда заносят для разных
вариантов R значения я, Q, ДР, Ру и Ркнс и выбирают оптимальный.
Задача 31. Определить число нагнетательных скважин, расход во-
ды на одну скважину, давление на устье и на КНС, если Q = 2000
м3/сут; расстояние между нагнетательными скважинами R = 800 м; ко-
эффициент проницаемости пласта для воды к = 0,5 D; h = 10 м; =9,5
МПа; ф = 0,8 - коэффициент гидродинамического совершенства забоя
скважины; вязкость воды |1 = 1 сПз; Н = 800 м; гс = 0,075 м; р = 1000
кг/м3; L = 16 км; НКТ 60x5мм; трубопровод 114x7 мм; = 5000 м.
Решение. По формуле (5.1) число нагнетательных скважин
«=16000/800 =20.
По формуле (5.2) количество воды, нагнетаемое в скважину,
q = 2000/20 = 100 м3/сут.
Избыточное давление нагнетания у забоя скважины по формуле (5.4)
800>2000 1 800
заб- нн- 236 0,5• 10• 16000 0,8 g2-0,075“
=0,106 • 3,7267= 0,395 МПа.
По формуле (5.5) давление нагнетания воды у устья скважины
Лагн = 0,395 + 9,5 - 800 - 1000 • 9,81 10’6 = 2, 05 МПа.
165
Падение давления на гидравлическое сопротивление в колонне
НКТ находим по формуле (5.6).
Предварительно найдем скорость воды Ив:
100
= 86400-1,96 -10"3 = 0,59 м/с’
где F= 0,785 • 0,052 = 1,96 • 10 ’3м2.
По формуле (5.8) число Рейнольдса
0,59-0,05
Re = "140~^~ = 29500‘
Коэффициент гидравлического сопротивления по формуле (5.7)
х-^-°'0244'
Тогда потери давления на трение в НКТ
Ртр = О,О244-00 - 80-0^—- = 0,068 МПа.
2-0,05-10”
Уточненное давление нагнетания по формуле (5.9)
Ру = 2,05 + 0,068 = 2,12 МПа.
По формуле (5.6) потери давления в подводящем от КНС воду
трубопроводе
2000
= 86400-7,85-10"3 = 2,95 М/С’
где F= 0,785 • 0,12 = 7,85 • 10'3 м2 ;
2,95-0,1
Re = bio1*" = 295000;
166
-г п Л л, л 1000-5000-2,952 - Ас
Тогда Лр = 0,014---- 2 — = 3,05 МПа.
Давление на КНС без учета геодезических отметок
Ркнс = 2,12 + 3,05 = 5,17 МПа.
В табл. 5.1 приведены варианты индивидуальных заданий.
Таблица 5.1
Варианты индивидуальных заданий
а) К- 0,5 D; h = 10 м; (р = 0,8; = 114 х 7;
б) К = 0,7 £>; h = 12 м; (р = 0,9; =121x7
Номер ва- рианта 3е’ м /сут R, м А1Л, кгс/см2 н, м L, км 0HKT, мм ^тр > км
1 2100 500 70 600 8 48 5,0
2 2200 600 75 650 9 60 6,0
3 2300 700 80 800 10 60 7,0
4 2400 750 85 650 11 48 8,0
5 2500 800 100 900 12 60 9,0
6 2600 850 95 950 13 60 10,0
7 2700 900 100 800 14 73x5,5 9,0
8 2800 950 105 850 15 73x5,5 8,0
9 2900 700 85 600 12 60 8,0
10 3000 750 90 650 13 73x5,5 9,0
11 3100 800 95 700 14 73x5,5 10,0
12 3200 850 100 750 15 60 11,0
13 3300 900 165 1200 16 73x5,5 12,0
14 3400 950 НО 850 17 89x6,5 13,0
15 3500 1000 105 900 18 89x6,5 14,0
16 3600 1050 100 950 19 102 15,0
5.2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РАСЧЕТ ВАЛА ЭЦН,
ПРИМЕНЯЕМЫХ ПРИ ППД, НА МАКСИМАЛЬНЫЕ НАГРУЗКИ
В ПЕРИОД ЗАПУСКА
Полезная мощность электродвигателя кВт, определяется по формуле
V = Q^cPx f 5 1 г
п 86400- 102т|н ’ Р
167
где Q - заданная или табличная производительность насоса; рж -
плотность закачиваемой пластовой воды; Нс - напор насоса, опреде-
ляемый динамическим уровнем добывающей скважины и давлением
на устье Ру нагнетательной скважины.
Необходимая мощность электродвигателя, кВт,
где 0,92 - КПД протектора или передачи от двигателя к насосу.
Далее по табл. 3.4 [22] выбираем соответствующий двигатель. Он
может быть одно-, двух- или трехсекционный.
Максимальный момент, Нм, передаваемый насосу, при устано-
вившейся частоте вращения вала,
N
Мн = 9555 ^ом ? (5 12)
п
где #ном - приводная табличная мощность электродвигателя; п - ра-
бочая частота вращения.
Максимальный момент, развиваемый электродвигателем, опре-
деляется по моментной характеристике электродвигателя [22; табл.
4.4] или по соотношению
Ч. мах = МН 3,36. (5.13)
Внутренний диаметр шлицевой части вала, м,
где Мп - момент насоса, определяемый по формуле (5.12); Ткр - допус-
каемое касательное напряжение для выбранной марки стали, МПа,
Ткр = [тт] = ^=^. (5.15)
По найденному значению dBH по табл. 4.2, 4.3 [22] выбирают со-
ответствующий размер вала.
Момент, затрачиваемый на преодоление сил трения в насосе [11],
168
MT = MrK + Mrn, (5.16)
где Мтк - момент, затрачиваемый на преодоление сил трения в ступи-
цах и шайбах рабочих колес, Нм; Л/тп - момент, затрачиваемый на
преодоление сил трения в пяте насоса, Нм.
Величина Мтк определяется по эмпирическим формулам для 100
ступеней насосов различных групп, Нм:
для насосов группы 5А
Мк 100 = о,36 VQ-65,85; (5.17)
для насосов группы 6
мтк юо = 0,26VQ-70.0 , (5.18)
где Q - подача насоса на оптимальном режиме, м3/сут.
Тогда
7
МТК=МТК1ОО— , (5.19)
где Z - число ступеней насоса.
При наличии в рабочих колесах резиновых шайб (вместо тексто-
литовых) момент Мтк юо, подсчитанный по формулам (5.17) и (5.18),
следует увеличить на 2-4 Нм. Меньшее значение принимается для ре-
зиновых шайб меньших размеров.
Момент трения в пяте [11] определяется по формуле
MTn = Z(GK + GB)/?/. (5.20)
Здесь GK - вес рабочего колеса, Н; (7В - вес вала на высоте одной сту-
пени, Н,
GB = 0,785/B ACTp.g , (5.21)
где dK - диаметр вала, м; рв - плотность материала вала, кг/м3; R -
приведенный радиус трения пяты, м [11],
8-2083
169
где RH - наружный радиус пяты, м; 7?в - внутренний радиус пяты, м;
/- коэффициент трения в пяте,/=0,1.
Для расчета крутящего момента, действующего на вал насоса при
пуске, необходимо определить моменты инерции роторов насоса и
двигателя.
Момент инерции ротора насоса зависит от размеров и конструк-
ции рабочих колес и вала:
- для рабочих колес со ступицами
= *^рк + «Л» > (5.23)
- для рабочих колес с отрезными ступицами (защитными втулками)
«/н = <7рк + Л + *Zbt • (5.24)
Здесь JpK - момент инерции рабочих колес насоса, кгм2,
jpK=j5iFz’ (5-25)
где тк - масса рабочего колеса, кг; Z>K - наружный диаметр рабочего
колеса, м.
Суммарный момент инерции валов насоса, кгм,
JB = , (5.26)
8
где тъ - суммарная масса валов, кг; dB - диаметр вала, м.
Если суммарная масса валов неизвестна, то суммарный момент
инерции валов определяют из выражения
nd, „
Л = Рв, (5.27)
где - суммарная длина валов.
Суммарный момент инерции отрезных ступиц, кгм2,
JBT = ^втФвт z 5 (5.28)
8
170
где Z>BT - наружный диаметр защитных втулок, м.
Момент инерции ротора электродвигателя, кг-м2,
JD = mpRi , (5.29)
8
где Wp - масса ротора электродвигателя, кг; £>р - наружный диаметр
роторного пакета, м.
Максимальный момент, действующий на насос при пуске[11], Н м,
М шах — М + [%) max ~ ^с]т 7?т ’ (5.30)
JH + JD
где Мс - момент сопротивления насоса, Н м,
м = (М, - МХу-)2 + Мт, (5.31)
где им - частота вращения, соответствующая максимальному момен-
ту электродвигателя, пм = 2000 мин1; п - частота вращения при мак-
симальной мощности электродвигателя, п = 2820 мин'1.
После расчета максимального крутящего момента Мъ тах на валу
насоса вводится поправка на демпфирование, величина которой зави-
сит от суммы длины валов секций:
— ф А4Ъ тах , (5.32)
где ф = 1,0, если < 6 м; ф = 0,8 , если > 6 м.
По вычисленному значению Мр определяется касательное на-
пряжение кручения в шлицевой части вала, которое должно быть
меньше допускаемого или равно ему:
мр
Тп= И . (5.33)
Здесь Wp - полярный момент сопротивления шлицевого конца вала в
месте проточки под стопорное кольцо,
171
r„ jtd^H+a(D-dMI)(D + dJ2Z,
ITp
(534)
16d
где D - диаметр вала в месте проточки под стопорное кольцо, м; а -
ширина шлица, м; Z\ - число шлицев [22, табл. 4.2].
Далее определяют коэффициент запаса прочности при пусковом
режиме
и коэффициент запаса прочности при установившемся номинальном
режиме
ту = ^; (5.36)
р
« = ^>1,3. (5.37)
Варианты индивидуальных заданий приведены в табл. 5.2.
Таблица 5.2
Варианты индивидуальных заданий
№ п/ п Обозначение насоса Рабочая область кпд, % Число ступеней
Подача, м3/сут Напор, м
1 ЭЦНИ6-350-650 230-430 700-470 51,8 106
2 ЭЦИМ5А-400-950 300-440 1180-826 59,5 236
3 ЭЦИМК5А-400-950 300-440 1180-826 59,5 236
4 ЭЦНИ6-350-850 230-430 1000-530 49,6 149
5 ЭЦНИ6-350-1100 260-430 1170-710 61,5 154
6 ЭЦН6-500-450 350-680 530-260 62,5 84
7 ЭЦНИ6-500-450 300-600 558-328 50,0 93
8 ЭЦН6-500-750 350-680 905-455 62,5 143
9 ЭЦНИ6-500-750 420-650 860-480 60,0 145
172
Окончание табл. 5.2
№ п/ п Обозначение насоса Рабочая область КПД, % Число ступеней
Подача, м3/сут Напор, м
10 ЭЦНМ5А-500-800 845-765 201
И ЭЦНМК5А-500-800 430-570 845-765 54,5 201
12 ЭЦНМ5А-500-1000 1035-935 246
13 ЭЦНМК5А-500-1000 1035-935 246
14 ЭЦНМ6-500-1150 380-650 1325-650 60,0 217
15 ЭЦНМК6-500-1150 1325-650 217
16 ЭЦНМ6-800-1000 550-925 1185-720 60,0 206
17 ЭЦНМК6-800-10 550-925 1185-720 206
18 ЭЦНМ6-1000-900 850-1200 1040-625 60,0 208
19 ЭЦНМК6-1000-900 208
20 ЭЦН6-350-850 280-440 925-510 59,5 236
Задача 32. Выбрать электродвигатель и рассчитать вал ЭЦНМ6-
1000-700 на максимальные нагрузки в период запуска.
Определяем по формуле (5.11) полезную мощность электродви-
гателя, полагая рж = 1050 кг/м3:
,, 1000-700-1050 ,„Л „
Nn ~ 86400 -102-0,6 “ 39 КВТ’
По формуле (5.111) необходимая мощность электродвигателя
Nn 139
" 0,92 " 0,92 “ 151 КВТ’
По табл. 3.4 [22] выбираем двухсекционный ПЭД90-130 сум-
марной мощностью 180 кВт, КПД = 85%, 3= 61 А.
Максимальный момент, передаваемый насосу при установив-
шейся частоте вращения вала (см. формулу (5.12)),
М„ = 9555— =610 Нм.
н 2820
Максимальный момент, кратковременно развиваемый электро-
173
двигателем, найдем по формуле (5.13):
Мд max = 3,36-610 = 2050 Нм.
По формуле (5.14) внутренний диаметр шлицевой части вала насоса
f 610
0,196 655 10*
= 0,0168 м.
Учитывая концентрацию напряжений, выберем вал 6x21x25, где
б/Вн=21мм.
Момент, затрачиваемый на преодоление сил трения в ступицах и
шайбах рабочих колес, определим по формулам (5.18)-(5.19):
Мтк 100 = 0,265/100-70 = 7,93 Нм.
Число ступеней найдем из следующего соотношения:
- для ЭЦНМ6-1000-900 z = 208 ступеней;
/гст = 900/208 = 4,33;
700
- для нашего насоса z = т~~ = 162 ст.
Ьст
Тогда Мтк для рабочих колес с резиновыми шайбами
Л/тк = (7,93 + 4)— = 19,33 Нм.
те ’ 100
Определим величину момента трения в пяте насоса по формулам
(5.20)-(5.22):
_ 2 0,0383 -0,0213
R = - —-—2——= 0,030 М.
3 0,038 -0,021
Исходя из суммарной длины секций насоса ЭЦНМ6-1000-900 в
21,98 м [17] примем длину валов 22 м. Тогда суммарный вес вала по
формуле (5.21)
G = 0,7850,0252-22-8900-9,81 = 942,4 Н.
Вес вала на высоте одной ступени
174
GB = 942,4/162 = 5,8 Н .
Тогда
Мт = 162(6,5 + 5,8)0,03-0,1 = 5,98 Нм.
По формуле (5.16) момент на преодоление сил трения в насосе
Л/т= 19,33 + 5,98 = 25,3 Нм.
Определим приведенный к валу момент инерции ротора насоса
по формулам (5.24)-(5.28):
r G-0,0252 942,4-0,0252 Л 2
> —^М75"“
Данные по рабочим колесам и по защитным втулкам примем из
задачи 26 [22]:
т 0,65 -0,0922 ЛАОП 2
г = —-----------162 = 0,089 кгм .
р 10
Момент инерции защитных втулок [21]
- р„ L. г - 84003.14<0.03?-0.025-> ,„И | и „ •
Тогда момент инерции ротора насоса
Л = 0,089 + 0,075 + 0,0074 = 0,171 кгм2.
При определении момента инерции ротора электродвигателя по
формуле (5.29) массу ротора найдем по табл. 4.4[22] путем интерполяции:
для ПЭДС250-130 wp = 311 кг на 1 кВт - 1,244 кг;
для ПЭДС180-130 wp = 1,244-180 = 224 кг;
т 224 0,06382 Л11, 2
JD =----------= 0,114 кгм .
8
По формуле (5.31) момент сопротивления насоса
175
Мс = (610-25,3)( |^)2 +25,3 = 319,4 Нм.
Максимальный момент, действующий на вал насоса при пуске
(формула (5.30)),
Мтах = 319,4 + [2050 - 319,4] = 1357,8 Нм.
По формуле (5.34) найдем полярный момент сопротивления ва-
ла насоса:
„г 3,14 0,021“+0,005(0,025-0,021)(0,025 + 0,021)2-6 „ ,, 1П.6 4
=---------------------li^------------------------= 2,16-10 м .
Определим касательное напряжение в шлицевой части вала при
пуске (формула (5.33)):
1357,8-0,8 1лбтт/ 2
т„ = ш-6 = 502,9-ю6 Н/м2 .
2,10 • 1U
Коэффициент запаса прочности при пусковом режиме
655 , о
« = — = 1,3,
503
что более чем достаточно (п > 1,0).
Коэффициент запаса прочности при номинальном режиме (фор-
мулы (5.36) - (5.37))
Ту 2,16 10* 282’4МПа;
655
" “ 282,4 “ 2,3 ’
176
6. ТЕПЛОВЫЕ МЕТОДЫ ВОЗДЕЙСТВИЯ НА ПЛАСТ
6.1. РАСЧЕТ УДЛИНЕНИЙ НКТ НА УСТЬЕ СКВАЖИНЫ
И КОМПЕНСАТОРОВ УДЛИНЕНИЙ ТЕМПЕРАТУРЫ
ПРИ ЗАКАЧКЕ ГОРЯЧЕЙ ВОДЫ И ПАРА
1. Расчет удлинений колонны НКТ, а также и обсадных труб при
их закреплении необходимо учитывать при обустройстве устья сква-
жин, в которые закачивается горячая вода с паром.
Длина колонны труб при их нагреве может быть определена по
формуле
£, = £0(1(6.1)
где Lq - первоначальная длина трубы, м; а - коэффициент темпера-
турного расширения (для стали а=12,410'6 1/град); t - температура
нагрева, °C.
Температурное удлинение колонны труб
= Lt — Lq = ocLgZ. (6.2)
Сила, которая при этом возникает, Н,
где Е - модуль упругости (для стали £ = 2,110й Н/м2); F - площадь
поперечного сечения трубы, м2.
2. Расчет расстояний между компенсаторами удлинений £q
(рис.6.1) при закачке горячей воды и пара следует начать с определе-
ния радиуса изгиба участка «а» компенсатора, м:
(6.4)
где £>н - наружный диаметр трубы, м; Е - модуль упругости материа-
ла, МПа; [Пиз] - допустимое напряжение изгиба, МПа. Можно при-
нять [0из] = у.
177
Угол изгиба участка «а», рад,
<р=|. (6.5)
К
Тогда допустимое удлинение участка за счет стороны «а» мо-
жет быть найдено из соотношения
Р и с. 6.1. Схема расчета расстояний между компенсаторами
Очевидно, что участки «в» также могут быть изогнуты на опре-
деленную величину А£в , что даст дополнительное упругое переме-
щение участка
Величина перемещения Д^в может быть найдена по формуле
для одноколенного (Г-образного) компенсатора [19]:
A,B=[ajW (6.7)
3EJ
где b - сторона компенсатора; J - осевой момент инерции; W - осе-
вой момент сопротивления сечения трубы.
Учитывая, что поперечное сечения трубы - кольцо, формулу
(6.7) можно упростить:
2[о ]Ъ2
<6-8)
178
Эти допустимые перемещения должны обеспечивать темпера-
турное удлинение участка трубы (формула (6.2)) и удлинение за счет
внутреннего давления [17]:
(6-9)
где d- внутренний диаметр трубы, м; 8 - толщина стенки трубы, м; р
- внутреннее давление, МПа.
Тогда расстояние между двумя компенсаторами /0 может быть
найдено из соотношения
2Д4 + 2Д/в = Д^ + Д^р.
Подставляя значения из формул (6.2), (6.6), (6.8) и (6.9), получим
6.1.1. ВАРИАНТЫ ЗАДАНИЙ
1. Рассчитать удлинение на устье скважины и действующую на
торец трубы силу, если заданы длина колонны НКТ и температура
пароводяной смеси (табл. 6.1).
Таблица 6.1
Варианты заданий
Номер варианта Типораз- мер НКТ, мм Длина, м Темпе- ратура, °C Номер варианта Типораз- мер НКТ, мм Длина, м Темпе- ратура, °C
1 42x3,5 1200 200 11 73x5,5 880 300
2 48x4 1150 210 12 89x6,5 860 310
3 60x5 1100 220 13 89x8 840 315
4 73x5,5 1050 230 14 102x6,5 820 320
5 73x7 1000 240 15 114x7 800 330
6 89x6,5 980 250 16 60x5 780 340
7 102x6,5 960 260 17 73x5,5 760 350
8 114x7 940 270 18 89x6,5 740 320
9 48x4 920 280 19 102x6,5 720 310
10 60x5 900 290 20 114x7 700 300
179
2. Рассчитать расстояние между компенсаторами удлинений тем-
пературы, если заданы размер трубы по ГОСТ 8732-78, марка стали,
длина сторон компенсаторов, температура и давление (табл. 6.2).
Таблица 6.2
Варианты заданий
Номер варианта Типораз- мер трубы, мм Марка стали а, м в, м Темпера- тура, °C Давление, МПа
1 108x4 12ХН2А 2,0 2,5 150 10
2 108x6 15ХМ 2,5 3,о 160 11
3 108x8 стЮ 3,0 3,5 170 12
4 114x7 30ХМА 2,5 3,0 180 11
5 114x6 ст20 3,0 3,5 190 12
6 114x8 ст35 3,5 4,0 200 13
7 121x5 15ХМ 3,о 3,5 210 10
8 121x6 стЮ 3,5 4,0 220 11
9 121x8 ст20 4,0 4,5 230 12
1 2 3 4 5 6 7
10 127x4 30ХМА 3,0 3,5 240 9
11 127x5 ст35 3,5 4,0 250 10
12 127x7 стЮ 4,0 4,5 280 11
13 127x8 ст20 4,5 4,5 220 13
14 133x4 12ХН2А 4,0 4,0 270 8
15 133x6 10Г2 5,0 5,0 300 9
16 133x7 стЮ 5,5 6,0 190 10
17 133x8 ст20 6,0 6,0 200 11
18 140x4,5 10Г2 5,0 5,5 280 9
19 140x6 ст35 5,5 6,0 240 10
20 140x8 стЮ 6,0 6,5 260 И
Задача 33. Рассчитать удлинение колонны НКТ 60x5 мм на устье
скважины и действующую на торец трубы силу, если длина колонны
НКТ - 1000 м, температура пароводяной смеси - 250 °C, нижний то-
рец трубы зажат пакером.
Решение. Температурное удлинение труб найдем по формуле (6.2):
Д£,= 12,4-1О’б 1000-250 = 3,1 м .
По формуле (6.3) возникающая на торце трубы сила
180
F= 0,785(0,Об2 - 0,052) = 8,63-10’4 м2;
D 3,1 • 2,1 • 10" -8,63Ю4 о „
Р = -— ------------------= 561,8 кН .
1000
Задача 34. Рассчитать расстояние между компенсаторами удли-
нений температуры, если типоразмер трубы 140x4,5 мм из стали
10Г2, температура - 300 °C, давление - 10 МПа, размер компенсатора
а = 4,5 м; в = 5 м.
Решение. Прежде найдем по формуле (6.4) радиус изгиба участ-
ка «а», предварительно определив [оиз]:
[сгиз] = = 132’5 МПа;
_ 2,1 10" 140-10-’
2-132,5-10
По формуле (6.6) найдем допустимое удлинение участка:
Допустимое перемещение А^в найдем по формуле (6.7):
А^в
2 • 132,5 -106 - 52
3-2,1-10” -140 -10'3
= 0,075 м .
Проверим , с каким запасом труба выдержит заданное давление.
По формуле Барлоу
_ 2§°т _ 2 -4,5-265
Рпр ~ DH 140
= 17 МПа.
Коэффициент запаса
р
_пр, = 17.
10
Из формулы (6.10) найдем допустимое расстояние между ком-
пенсаторами:
181
2 0,101 + 2 0,075 = (12,4 Ю-6 300 +
1 V 1 VZ
0,352 = (3,720 + O,1386)lO’^o;
п °’352
3,858-КГ3 91’2м-
Таким образом, удлинение от действия внутреннего давления
почти в 37 раз меньше температурного. Расстояние между компенса-
торами можно принять 91 м.
6.2. РАСЧЕТ НКТ ПРИ ЗАКАЧКЕ ТЕПЛОНОСИТЕЛЯ В ПЛАСТ
В наиболее сложных условиях находится колонна НКТ при за-
качке теплоносителя в пласт (насыщенный или перегретый пар, горя-
чая вода, нефть или растворитель). Теплоноситель чаще всего закачи-
вается по колонне НКТ, при этом если температура теплоносителя
превышает 150 °C, то для защиты обсадной колонны от высоких тем-
ператур на колонне НКТ над пластом устанавливается специальный
пакер. Нагнетание осуществляется при давлениях до 22 МПа и тем-
пературе теплоносителя до 320 °C.
При закачке теплоносителя в пласт к скважинам от водогрейных
установок и парогенераторов прокладывается теплотрасса. Трубы по-
крываются тепловой изоляцией так, чтобы температура на поверхно-
сти изоляции не превышала 40 °C.
Теплопровод должен иметь закрепления на определенном рас-
стоянии друг от друга и компенсаторы удлинений, выполненные в
виде П-образного участка.
Внутренний диаметр насосно-компрессорных труб для нагнета-
тельных скважин определяют по формуле
^ = 3,31^Ж, (6.11)
182
где бж - предполагаемый объем закачки, м3/сут; L - глубина спуска
НКТ, м; ЛЯ - допустимые потери напора на гидравлические сопро-
тивления в колонне, м. Значение АЯ рекомендуется принимать рав-
ным 10% от давления нагнетания.
При нагнетании теплоносителя через колонну НКТ, установлен-
ную с гидравлическим пакером, на нее действует внутреннее избы-
точное давление, Па, определяемое [2] по формуле
Л.=/>»+(а-А>?, (6.12)
где Рн - давление нагнетания, Па; рв - плотность нагнетаемой жидко-
сти, кг/м3; рп - плотность среды в обсадной колонне, кг/м; z - рас-
стояние от устья до рассчитываемого сечения, м; g - ускорение сво-
бодного падения, м/с2.
Длина нижней секции колонны НКТ, устанавливаемой с гидрав-
лическим или гидромеханическим пакером,
Qcmp 1 _ q
______L, (6.13)
где Qg - большее из значений PIIK Яв или А£2; q\ - масса 1 м труб, кг/м;
&Q - дополнительная нагрузка при извлечении пакера, Н; Рпк - рабо-
чее давление на пакере, Па.
Длины последующих секций НКТ (к>2) определяют [2] по формуле
<hg
Длину 1-й и последующих секций НКТ, устанавливаемых с механи-
ческим пакером, определяют по этим же формулам при значении Qg=AQ.
Устье скважины при нагнетании теплоносителя должно оборудо-
ваться шарнирным соединением и сальниковым уплотнением, позво-
ляющим оборудованию на устье перемещаться в вертикальном на-
183
правлении (до 4,5 м). Вертикальное перемещение оборудования устья
обусловлено нагревом и удлинением свободной части обсадной ко-
лоны и НКТ при их заякоривании внизу.
Величина удлинения НКТ от нагрева (величина перемещения
шарнира), м2, определяется по формуле [6]
Д£ =Loat (6.15)
где Lq - начальная длина свободного участка, м; t - температура зака-
чиваемого теплоносителя, t; а - коэффициент температурного расши-
рения (для стали а=( 12-42,4)10'61/град).
Верхнее сечение НКТ (у устья) как наиболее нагружное необхо-
димо проверить на прочность с учетом уменьшения предела текуче-
сти материала трубы при нагреве:
, (6.16)
«I
где oz- напряжения от растяжения колонны, Па,
сг ; <616)
Л
ot - напряжения от внутреннего давления на устье скважины, Па,
Fk = 0,785 ((Z>-Ai)2-(/) - площадь поперечного сечения тела трубы верх-
ней секции, м2; <5 - толщина стенки трубы, м; ат - предел текучести ма-
териала трубы с учетом разупрочнения на 6% на 100 °C нагрева.
С целью уменьшения вертикального перемещения НКТ на устье
скважины рекомендуется установить в нижней части колонны НКТ
телескопические трубы.
Для снижения теплового воздействия на обсадную колонну и
уменьшения потерь тепла при закачке теплоносителя с температурой
184
150 °С-320 °C рекомендуется установить теплоизолированные трубы
73/114-350-1 по ТУ39-1362-89 и 48/89-350-1 по ТУ 39-1368-89, где
73 и 48 - внутренние диаметры труб; 114 и 89 - наружные диаметры
теплоизолированных труб.
При циркуляционном варианте воздействия на пласт теплоноси-
тель нагнетается через кольцевое пространство к забою скважины, а
жидкость из скважины по колонне НКТ откачивается скважинным
насосом. В этом случае растягивающую нагрузку определяют по
формуле [2]
ы
ы
(6.17)
где - длина i - той секции, м; qitk - масса 1 м труб z-той или £-той
секции, кг/м; дж/, - массы 1 м жидкости в насосно-компрессорных
трубах /-той и А>той секций.
Наружное избыточное давление
Р =Р
HUZ ну \Г Н Гр /С> 9
где Рну - наружное устьевое давление; z - глубина до рассматривае-
мого сечения.
Длина 1-й секции
л Qcmpl
Длина 2-й и последующих секций (к>2)
h=\
Qe^-U^+qjg /Г1ОХ
I -________а__________• (6.18)
(%
Задача 35. Рассчитать НКТ при закачке теплоносителя в пласт, если:
глубина залегания пласта - 2850 м;
диаметр обсадной колонны - 140x9,2 мм ;
пакер гидромеханический Рпк>21 МПа;
185
давление нагнетания на устье Рп=\1 МПа;
плотность нагнетаемой жидкости рв=1000 кг/м3;
плотность жидкости в скважине рн=850 кг/м3;
температура закачиваемой жидкости на устье скважины /=220 °C;
глубина установки пакера /п=2800 м;
натяжение колонны при извлечении пакера Л0=5О кН;
количество закачиваемой жидкости Q= 115 м3/сут.
Решение. Внутренний диаметр НКТ определим по формуле (6.11):
б/=3,31
1152 -2800
170
=38,7мм.
Принимаем ближайший больший стандартный диаметр НКТ 48x4
мм гр.пр.«£Ь> (JBH=40 мм); </=4,46 кг/м; 0^=115523 Н (из задачи 1.1\
Определим длину нижней секции по формуле (6.13). Предварительно
найдем
2g=21 106 0,785 0,042=26,38 кН <Д0;
115523
1,3
-50000
4,46-9,81
— 888 м
Так как /1</п , рассчитываем длину 2-й секции, которую компону-
ем из труб 60x5 «£>» мм (^2=6,96 кг/м; (?СТр2=201183 Н).
По формуле (6.14) найдем
1 201183 /1,3 - 888 4,46 • 9,81 - 50000
/ =---------------------------------------= м
2 6,96-9,81
Поскольку /7 +12 = 888 + 965 = 1853 < 1п, переходим к расчету 3-й
секции, которую комплектуем из НКТ 73x5,5 «О», Z)M=88,9 мм.
з определим по формуле (1.2).
По табл. 1.1 найдем 91=9,5 кг/м; h\=\ ,41 мм; £р=40,3 мм;
/>=<5-Л7=5,5-1,41=4,09 мм; б/=£>-28=73-2-5,5=62 мм;
Dcp=62+4,09=66,09 мм;
186
= 409 + 5,5 =0,426’’ Ctg<a+(P>=0’384;
= 3>14.66,09^09-380 =322532 =2844i9
1 + 0,426-^-0,384 Ь134
2-40,3
Проверим 0g для трубы 73x5,5 мм:
6g=21 • 106-0,785-0,0622=63386 Н>Д£>,
поэтому в формуле (6.14) берем 0g>;
284419/1,3-(888-4,46+965-6,96) 9,81-63386
L =-----------------------------------------= 543 м
9,5-9,81
Так как I1+I2+I3 ~ 2396 м </„ , за четвертую секцию примем
НКТ 73x5,5 мм «К»:
#4=9,5 КГ/М; Qcmp4
Q ?-495
= ^з------= 370493 Н;
380
z _370493 /1,3-(888-446+965-6,96+543-9,5) 9,81-63386 = 71 j м
9,5-9,81
/7+/2+/5+/4 - 3107 м>1п (берем 4 -404 м).
Определим внутреннее избыточное давление на устье скважины
(z=0) по формуле (6.12):
Р^ЬК^Па.
Величину удлинения НКТ от нагрева при закачке теплоносителя
определим по формуле (6.15):
Д/=2800-12^-10^-220 = 7,5 м.
Таким образом, необходимо поставить на устье шарнирное со-
единение с возможностью перемещения до 7,5 м.
187
Напряжения от совместного действия растягивающих осевых
усилий и внутреннего давления с учетом температуры определим по
формуле (2.16). Предварительно найдем az по формуле (6.16’):
(888-4,46+ 965-6,96+ 543-9,5+ 404-9,5)9,81+ 63386 х<тт
о. = --------------г----------------I—£-------------= 258 МПа.
0,785 [(73-2-1,41) — 622J 10"
Напряжения от внутреннего давления
17-106-73-10~3
2-5,5-10’3
= 112,8-106 = 112,8 МПа;
=Л/258г +11282 -258-1128=3292<—•
и> ’
С учетом разупрочнения на 6% на 100° нагрева
ат = 495-2-6-4,95=435,6 МПа,
435,6 ,,,
тогда п, = = 1.32.
6.3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОЧНОСТИ НКТ ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ
УСТАНОВОК ЭЛЕКТРОЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ (УЭЦН)
Исходя из веса оборудования (ЭЦН, электродвигатель, протектор)
и кабеля необходимо проверить прочность колонны НКТ на разрыв в
опасном сечении (НКБ и трубы, высаженные наружу) и на страги-
вающие нагрузки в резьбовом соединении (гладкие НКТ с треугольной
резьбой и высокогерметичные трубы НКМ). Расчет на страгивающие
нагрузки и на разрыв в опасном сечении проводится но формулам
(1.2) и (1.3) соответственно.
Величина этих расчетных нагрузок должна быть достаточной для
удержания оборудования, спускаемого в скважину. Здесь необходимо
рассмотреть два случая.
188
1. Спуск на колонне НКТ оборудования установки, когда на ко-
лонну действует нагрузка от собственного веса и веса оборудования
установки. В этом случае допустимая длина колонны рассчитывается
по формуле
Л./»! -4fep-g
(6.19)
где - масса 1 п.м НКТ с учетом муфт; qK6- масса 1 п.м кабеля;
«1=1,3 -коэффициент запаса прочности; g - ускорение свободного падения;
Мбор - масса оборудования, подвешенного на трубах,
моб^=т^ +т^ +mv +пК..« +т„ +mMm+mdpoc+mie6, (6.20)
где «2ЭЦН - масса насоса; «2ПЭД - масса погружного электродвигателя;
«гПр - масса протектора; wKOM - масса компенсатора; тяк - масса якоря
над насосом; wMaH - масса манометра; «2дрос - масса дроссельной камеры
при совместной эксплуатации двух пластов; «гдеб - масса дебитомера.
2. Второй случай рассматривает нагрузки при эксплуатации
скважины с учетом массы поднимаемой жидкости. В этом случае до-
пустимая длина колонны НКТ
Р /п -М 2-Р F
_ стр ' rl\ lvlo6op О л буф 1 в
+ЧЖ +?J
где q-к - масса столба жидкости длиной 1 м внутри колонны труб;
FB=0,785d2- площадь сечения внутреннего канала НКТ;
(622)
где d - внутренний диаметр НКТ; рж- плотность жидкости.
Если допустимая длина окажется меньше требуемой, то в верх-
ней наиболее нагруженной части колонны устанавливаем НКТ более
высокой группы прочности или большего типоразмера. Тогда допус-
тимая длина верхней секции определяется из соотношения
189
—-'L^l(^+^+<i^g-Mofvg-p^
L _ n, ___________________, (6.23)
d°"K {Чтрк+Я^+q^g
где Рстр k - страгивающая нагрузка рассчитываемой £-той секции, Н; 1Х
- длина предыдущих секций НКТ, м; - масса 1 п.м предыдущих
секций НКТ, кг/м; - масса жидкости в 1 п.м предыдущих секций
НКТ, определяемая по формуле (3.4), кг/м; Рбуф - буферное давление
на устье скважины, Па; FBk - площадь сечения внутреннего канала
НКТ £-той секции, м2; gK6 - масса 1 п.м кабеля, кг/м.
Задача 36. Определить прочность колонны гладких НКТ 48x4 мм
при спуске на глубину 1350 м насоса ЭЦН 5А-160-1400, электродви-
гателя ПЭД 45-117 ЛВ, гидрозащиты 1Г51, кабеля КПБК 3x10 мм и
другого оборудования, если Рбуф=1,6 МПа; рж=880 кг/м3.
В качестве определяющей для гладких НКТ с треугольной резь-
бой вычислим страгивающую нагрузку по формуле (1.2):
3,14-42,6-10“3-380-106
= 115523 Н.
стр!
1+0,394 42,6 10 * 0,384
2-22,3-Ю’3
По формуле (4.2) определим массу оборудования, подвешенного
на колонне:
Miac=317 кг; тпэд=360 кг; wnp=40 кг; тком=21 кг; тяк=26 кг; тиМан=15 кг;
>Идр=15 кг; 7иДеб=12 кг;
МобОр=317+360+40+21+26+15+15+12=806 кг.
кг/м; <?кб=1,016 кг/м.
Допустимую длину колонны при спуске оборудования опреде-
лим по формуле (4.10) с коэффициентом запаса 1,3:
Т 115523/1,3-806 9,81
F , = —з----------г-----= 1507 м.
(1,016+4,46)9,81
190
Требуемая глубина спуска 1350 м меньше допустимой, следова-
тельно, расчет проходит.
Определим допустимую глубину спуска во втором случае - при
эксплуатации скважины - по формуле (4.3), предварительно определив
массу 1 м столба жидкости в трубах (рж = 880 кг/м3, Рбуф=1,6 МПа):
= 0,785 0,042 1-880=1,11 кг/м;
т. 115523 /1,3 - 806 • 9,81 -1,6 • 106 • 12,56 • 10’4
*’и1 9,81(4,46+1,11+1,016)
1222<1350 м, следовательно, верх колонны, где наибольшая на-
грузка, необходимо собрать из НКТ диаметром 60 мм.
Длина НКТ 60x5 мм равна
2>6о=135О-1222=128 м.
Проверим верх колонны на допустимую длину.
Страгивающая нагрузка для НКТ 60x5 мм
стр2
3,14-53,9-Ю"3-3,6 10~3380-106
1 + 0,418
53,9-10~3
2-29,3-10"3
= 201743Н,
0,384
где />=5-1,4=3,6 мм; £>ср=50,3+3,6=53,9 мм; =
Допустимую длину верха колонны определим по формуле (4.5):
0ж2=О,785-0,052-1-880=1,73 кг/м;
201743-1222(4,46+1,11+1,016)9,81-806- 9,81-1,6-106 • 19,63-10"4
= ——---------------7-------------С--------------------= 681 М.
(7,01+1,73+1,01ф,81
Необходимая длина НКТ 60x5 мм «О»(128 м) меньше допусти-
мой (681 м), следовательно, расчет проходит.
При спуске односекционной колонны НКТ 60x5 мм «£>»
191
т. 201743/1,3-806-9,81-1,6 106 49,63-10^
LAmA =----------7--------------------= 1506 м.
donl 9,01(7,01+1,73+1,016)
Требуемая глубина спуска - 1350<1506 м, следовательно, оборудо-
вание ЭЦН можно спустить на односекционной колонне НКТ 60x5 мм
7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАЗРЫВ ПЛАСТА
7.1 .ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДАВЛЕНИЯ ГИДРОРАЗРЫВА
И РАСЧЕТ НАПРЯЖЕНИЙ В НКТ
На основании опытных данных рекомендуются [27] следующие
значения для давления разрыва горных пород:
Рр = (1,74 - 2,57)РСТ, если Н < 1000 м ; (7.1)
Рр = (1,32 - 1,97)РСТ, если Н> 1000 м , (7.2)
где Рст - гидравлическое давление столба жидкости, высота которого
равна глубине залегания пласта, МПа; Н- глубина (длина) скважины, м;
PCT = pgHCosp, (7.3)
где Р - усредненный угол кривизны скважины, град; р - плотность
жидкости в скважине, кг/м3.
Если жидкость содержит наполнитель (песок, стеклянные шари-
ки, полимеры и др.), то плотность, кг/м3, подсчитывается как средне-
взвешенная [27]: р = рж(1 - —) + п , (7.4)
Рн
где п - количество килограммов наполнителя в 1 м3 жидкости; рн -
плотность наполнителя (для песка рн = 2650 кг/м3; для агломериро-
ванного боксита - 1400 кг/м3).
Давление в НКТ на устье скважины, МПа,
Ру = Рр + Ртр — Рст, (7.5)
192
где Ртр - потери на трение в НКТ, МПа, определяемые по формуле
Р
1 тр
a HV
= к---------ра,
J2 106
(7.6)
где X - гидравлический коэффициент трения, определяемый по форму-
лам (5.7) и (5.Т)', V - скорость движения жидкости в НКТ; а - попра-
вочный коэффициент, учитывающий наличие в жидкости наполнителя
(определяется по рис. V.3 [27]); d- внутренний диаметр трубы.
Вес колонны НКТ, Н,
Лол= tfg#cosp, (7.7)
где q - масса одного метра НКТ , g = 9,81 м/с2.
Осевые напряжения на устье скважины от веса колонны НКТ, МПа,
Р
(7.8)
где f= 0,785(D2 - с?) - площадь поперечного сечения тела НКТ, м2
Окружные напряжения от внутреннего давления , МПа,
Р D
а«=^Г’ <7-9>
20
где D - наружный диаметр НКТ. Должно быть ot < oT/n, gz < от/п,
где п >1,3.
Эквивалентное напряжение в НКТ
Оэкв = 7^+^-ОгО. •
(7.10)
По эквивалентному напряжению выбирают категорию прочно-
сти НКТ:
QT — Л^экв •>
где т| = 1,2 - 1,3 .
193
В табл. 7.1 приведены варианты индивидуальных заданий.
Таблица 7.1
Варианты индивидуальных заданий
Номер варианта н, м рж> кг/м3 v-10"6, м2/с 0 НКТ, мм и, кг а л/с ₽°
1 800 850 50 73x5,5 180 22 25
2 900 900 80 89x6,5 190 25 30
3 1200 950 350 102 300 28 35
4 1000 1000 200 114 ПО 24 20
5 1300 1000 250 102 120 20 40
6 1600 950 300 114 130 35 15
7 1700 900 350 89 150 26 20
8 1800 850 400 114 180 25 25
9 1900 970 200 102 260 20 30
10 2000 1000 150 114 270 40 35
11 2100 970 280 102 280 34 20
12 2050 920 250 89 290 22 25
13 1950 900 200 102 260 26 30
14 1850 870 150 89 240 24 35
15 1750 850 100 73x7 150 25 33
16 1650 900 150 102 140 30 30
17 1550 1000 200 89 130 22 28
18 1400 950 250 114 200 28 23
19 1450 900 300 102 220 26 20
20 1350 930 350 114 240 30 17
Задача 37. Определить давление гидроразрыва и рассчитать на-
пряжения в НКТ, если Н = 1200 м, рж = 1000 кг/м3, v = 300 10’6 м2/с ,
НКТ 73x5,5 мм , n = 110 кг, р = 30° , Q = 20 л/с.
Решение. Гидравлическое давление столба жидкости определим
по формулам (7.3) - (7.4):
р = 1000(1 - + НО = 1068 кг/м3;
Р„ = 1068-9,81 1200 0,866 = 10,89-Ю6 = 10,89 МПа.
Давление гидроразрыва определим по формуле (7.2):
Рр= 1,9-10,89 = 20,69 МПа.
Предварительно найдем число Re и X по формулам (5.7) - (5.8):
194
Vd 6,63-0,062
Rc= —= 300.10-6 = 1370,
TZ 20 10"3
где V =---------------
0,785-0,0622
= 6,63 м/с - скорость жидкости в НКТ;
'--nV'1'"47
Поправочный коэффициент а найдем по рис. V.3 [27]: а = 1,09.
Потери давления на трение в НКТ найдем по формуле (7.6):
Р™ = 0,047 1200'6’632 1068-1,09 = 23,3 МПа .
0,062-2-10б
Давление на устье скважины (формула (7.5))
Ру = 20,69 + 23,3 - 10,89 = 33,1 МПа.
По формуле (7.7) вес колонны НКТ
>кол = 9,5-9,81-1200-0,866 = 96,8 кН.
По формуле (7.8) осевые напряжения от веса колонны НКТ
Gz = = 83,0-106 н/м2 = 83,0 МПа.
0,785(0,073 - 0,062 )
Окружные напряжения от внутреннего давления по формуле (7.9)
33,1-0,073
~ 2 -0,0055 ~219>6МПа-
Эквивалентное напряжение в НКТ по формуле (7.10)
<ТЭ1[В= >/83,02 + 219,62 - 83,0-219,6 = 192,8 МПа.
Выбираем НКТ 73x5,5 категории прочности «Д» так, чтобы
^экв<^т-
ат = 380МПа;п = т^ = 1,94.
1 УЗ,о
195
12. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ
И РАДИУСА ТРЕЩИНЫ ГИДРОРАЗРЫВА
Если исходить из технических возможностей применяемого на-
сосного оборудования, нам обычно известно максимальное давление
на устье скважины Ру .
Вычислив по формулам (7.1) - (7.4) давление гидроразрыва и
гидростатического давления, из формулы (7.5) определим макси-
мально допустимые потери давления на трение в НКТ. Как видно из
предыдущего примера, на них приходится наибольшая часть давле-
ния, развиваемого насосами:
Р^Ру + Рсг-Р^ (7.И)
Из формулы (7.6) для нахождения подачи агрегатов можно по-
лучить величину подачи Q, м3/с:
\2Pd
Q = > (7-12)
где F- площадь сечения внутреннего канала НКТ, м2.
Однако, коэффициент гидравлического сопротивления X в свою
очередь зависит от числа Re и ,следовательно, от V и Q, поэтому не-
обходимо выполнить ряд последовательных вычислений для опреде-
ления подачи агрегатов Q.
После вычисления Q определяют необходимое количество на-
сосных агрегатов, пользуясь таблицей подач и давлений для заданно-
го агрегата. Ниже приведена такая таблица для агрегата 4АН-700
(насос 4Р-700) (табл. 7.2) [25].
Затем по формулам (7.7) - (7.9) определяют осевые и окружные
напряжения в колонне НКТ на устье скважины, а по формуле (7.10)
находят эквивалентное напряжение и категории прочности НКТ.
196
Радиус трещины гидроразрыва, м, [27] может быть определен по
формуле
= (0,0269 - 3,21 10'6Н) >
(7-13)
где Q - суммарная подача агрегатов, л/мин; Ц - динамическая вяз-
кость жидкости, сПз; t - продолжительность закачки жидкости, мин;
к - проницаемость пласта, Дарси; Н- глубина пласта, м.
Таблица 7.2
Таблица подач и давлений для агрегата 4АН-700 (насос 4Р-700)
Скорость насоса Частота вращения кордонного вала, с1 Диаметр плунжера 100 мм Диаметр плунжера 120 мм
Подача, л/с Давление, МПа Подача, л/с Давление, МПа
I 80 6,3 73 9 51,0
II 100 8,5 54 12,3 37,2
III 153 12 38 17,3 26,5
IV 192 15 30,4 22 21,0
197
В системе СИ эта формула будет иметь вид
гт = (0,421 -50,2-Н-10’6)-10‘3 , (7.13')
где Q - суммарная подача агрегатов, л/с; ц - динамическая вязкость
жидкости, Па с; t - продолжительность закачки жидкости, с; к - про-
ницаемость пласта, м2; Н- глубина пласта, м.
Задача 38. Рассчитать количество насосных агрегатов 4АН-700 и
радиус трещины гидроразрыва, если Н = 1000 м, рж = 950 кг/м3, v =
350 10’6м2/с, НКТ 89x6,5 мм, Р = 30°, к = 1Д.
Решение. По формуле (7.3) определим гидростатическое давление:
Рст = 950-9,81-1000-0,866 = 8,07 МПа.
Давление гидроразрыва найдем по формуле (7.1), приняв сред-
нее значение коэффициента:
Рр = 2,15-8,07 = 17,35 МПа.
Максимально допустимые потери давления на трение по формуле
(7.И)
Лр = 70 + 8,07 -17,35 = 60,72 МПа.
Подачу агрегатов найдем по формуле (7.12), приняв в первом
приближении X = 0,04 из задачи 37; а =1,0;
F = 0,785-0,0762 = 4,53-10'3 м2;
Ь-60,72-106-0,076
Q = 4,53-10’3 V °-04 •950 •1000 • = 0,0706 м3/с
или Q = 70,6 л/с.
Для обеспечения такой подачи потребуется более 10 агрегатов
4АН-700 (см. табл. 7.2). По техническим возможностям манифольда
198
их может быть подключено шесть. Тогда
Q = 6-6,3 = 37,8 л/с.
Найдем число Re и к по формулам (5.7) - (5.8):
где
Тогда
_ 8,34-0,076 1011 / ч
Re =---------— = 1811 (течение ламинарное),
„ 37,8 -IO’3 .
V =-------------г = 8,34 м/с.
0,785-0,0762
64
Потери давления на трение определим по формуле (7.6), полагая
а =1,0:
Ртр = 0,035 950 1,0 = 15,21 МПа.
0,076-2-10
По формуле (7.5) давление на устье скважины
Ру = 17,35 + 15,21 - 8,07 = 24,5 МПа.
При таком давлении подача агрегата на IV скорости составит 15
л/с (см. табл. 7.2), поэтому для обеспечения подачи 37,8 л/с и давле-
ния на устье 24,5 МПа можно обойтись тремя агрегатами 4АН-700.
Однако для получения максимального эффекта гидроразрыва при ис-
пользовании 5 агрегатов (1 - в резерве) примем среднюю подачу аг-
регата 10,5 л/с. Тогда
Q = 5 • 10,5 = 52,5 м3/с.
Повторяя расчеты по формулам (5.7), (5.8) и (7.5), (7.6), найдем
ТЛ 0,0525 „ И,6 -0,076
К= л з = 11,6 м/с ; Re = ——------г- = 2520;
4,53-10 350-10
режим переходный X = (0,16 Re - 13)- 10‘4 = 0,039.
199
Потери давления на трение
950-1,0 = 32,8 МПа.
0,076-2-10
Давление на устье скважины
Ру = 32,8 + 17,35 - 8,07 = 42,08 МПа.
Из технической характеристики агрегатов (см. табл. 7.2) можно
получить зависимость между подачей Q и давлением Р. При диаметре
плунжера 100 мм она может быть аппроксимирована соотношением с
погрешностью ± 1,5 МПа:
2000
P=-q5-+23,7.
Тогда при Q = 10,5 л/с давление составит 41,8 МПа, что соответ-
ствует давлению не устье с учетом погрешности.
Это оптимальный режим гидроразрыва, однако по техническим
характеристикам 4АН-700 он не может быть осуществлен ни на II, ни
>на III скоростях, поэтому ограничимся подачей 9 л/с на I скорости
при <7ПЛ = 120 мм.
Повторим расчеты по формулам (5.7), (5.8) и (7.5), (7.6):
45-10
Q = 5-9 = 45 л/с ; К= = 9 93 м/с;
* 4,53-10’3
Re=9gL^=2156; х=^-=о,оз.
350-10 2156
Потери давления на трение
, 0,03 • 1000-9,932-950 ,О..А.П
то = —------------—;---= 18,49 МПа.
w 0,076-2-10
Давление на устье скважины
Ру = 18,49 + 17,35 - 8,07 = 27,8 МПа,
что ниже допустимого давления 51,0 МПа.
200
Вес колонны НКТ 89x6,5 мм по формуле (7.7)
Ркол = 13,65-9,81-1000-0,866 = 115,96 кН.
Осевые напряжения по формуле (7.8)
115,96 Ю3 _ 115,96-103
°z 0,785(0,0892 - 0,0762) " 1,684 • 10"3 ’ Э'
Окружные напряжения по формуле (7.9)
„ 27,8-106 0,089 1 „ __
о =----------------= 190,32 МПа.
2 0,0065
По формуле (7.10) эквивалентное напряжение в НКТ
Оэкв = л/68,862 +190,322 - 68,86 • 190,32 = 166,9 МПа.
Выбираем НКТ категории прочности «Д»:
380
П ~ 166,9 - ’
Для определения радиуса трещины гидроразрыва по формуле
(7.13) предварительно найдем время закачки жидкости:
2V 2-4534
Z = — = —= 201,5 с = 3,36 мин,
Q 45.0
где V - объем закачиваемой жидкости гидроразрыва,
V= 0,785-0,0762-1000 = 4,534 м3 = 4534 л.
Динамическая вязкость жидкости
ц = vp = 350-10'6-950 = 0,332 Д -с = 332 сПз.
м
Проницаемость пласта
к = 1,01 Д= 10'12м2.
Радиус трещины гидроразрыва
гт = (0,0269 - 3,21-10’3)[2700J^|^^]2 = 7,12 м.
9-2083
201
В системе СИ по формуле (3.13')
гт = (0,421 - 50,2-1О'3)-10’3[45 /P’33-2^ ] 2 =
V 11042
= 0,371 Ю’3-19,18-10'3 = 7,12 м.
7.3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ И МОЩНОСТИ
ОБОРУДОВАНИЯ ПЕСКОСМЕСИТЕЛЬНОГО АГРЕГАТА
Производительность шнекового устройства, м3/с, определяют по
формуле [25]
(7.14)
4
где D и d - наружный и внутренний диаметры витка шнека, м; S -
шаг витка шнека, м; п - частота вращения, 1/с; f - коэффициент на-
полнения шнека; с - коэффициент, учитывающий уменьшение на-
полнения при наклонном шнеке.
Мощность привода шнека, кВт,
yo = eM^+sinP)gplO-3, (7.15)
где L - длина шнека, м; IV - коэффициент сопротивления движению
абразивных грузов; р - угол наклона шнека к горизонту; р - плот-
ность песка в насыпном состоянии, кг/м3.
Мощность привода лопастной мешалки, кВт, может быть опреде-
лена по формуле [25]:
пусковая
N„ = З.вЮ'^рЛА4 - d4)Z; (7.16)
рабочая
Nn
No = 3.87hf D?np 0.22 , (7.17)
D,A H
где /i - коэффициент, учитывающий увеличение площади сечения
струи жидкости в сечении лопастей; рс - плотность смеси воды и пес-
202
ка, кг/м3; п - частота вращения вала мешалки, с1; h - высота проек-
ции лопасти на вертикаль, м; Dx - диаметр круга, описываемый лопа-
стью, м; d\ - диаметр вала мешалки, м; Z - число пар лопастей ме-
шалки; А - опытный коэффициент, зависящий от угла наклона лопа-
ток; ц - динамическая вязкость смеси воды с песком, ориентировочно
принимается равной 2цв.
Варианты индивидуальных заданий по расчету шнека и гидро-
мешалки представлены в табл. 7.3 и 7.4 соответственно.
Таблица 7.3
Варианты индивидуальных заданий по расчету шнека
№ п/п D, м d9 м 5, м и, с’1 Р’, кг/м £, м W ₽, град С
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
1 0,22 0,06 0,11 4,5 1500 2,6 3,2 60 0,65
2 0,23 0,06 0,12 4,0 1400 2,7 3,1 65 0,70
3 0,24 0,07 0,13 3,5 1300 2,8 з,з 55 0,60
4 0,21 0,06 0,11 4,5 1600 2,9 3,4 70 0,75
5 0,22 0,06 0,11 3,5 1400 з,о 3,5 75 0,80
6 0,23 0,07 0,12 4,2 1350 2,7 3,0 80 0,85
7 0,24 0,07 0,13 3,6 1600 2,8 3,1 60 0,65
8 0,22 0,06 0,11 4,0 1450 2,9 3,2 65 0,70
9 0,23 0,07 0,11 4,2 1400 2,5 з,з 70 0,75
10 0,21 0,06 0,11 4,6 1550 2,6 3,4 75 0,80
11 0,24 0,06 0,12 4,0 1500 2,7 3,1 80 0,85
12 0,23 0,06 0,13 4,2 1550 2,8 3,2 77 0,80
13 0,22 0,06 0,11 4,6 1600 2,9 3,3 72 0,77
14 0,21 0,06 0,10 5,0 1650 з,о 3,1 70 0,75
15 0,22 0,06 0,12 4,8 1700 2,8 3,3 65 0,70
203
Таблица 7.4
Варианты индивидуальных заданий по расчету гидромешалки
№ п/п Рс, кг/м3 и, с’1 h9 м Di, м d„ м Z ц10’3, Пас А
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
1 1275 1,11 1,67 0,18 0,38 0,08 4 2,0 5,55
2 1200 1,12 1,5 0,19 0,40 0,08 4 4,0 5,50
3 1150 1,13 1,6 0,20 0,42 0,10 5 6,0 5,60
4 1300 1,10 1,7 0,21 0,42 0,10 5 8,0 5,70
5 1250 1,11 1,8 0,22 0,43 0,10 5 10,0 5,45
6 1150 1,12 1,9 0,18 0,38 0,08 4 15,0 5,40
7 1350 1,11 2,0 0,19 0,40 0,08 4 20,0 5,43
8 1275 1,12 1,9 0,20 0,42 0,10 5 25,0 5,46
9 1250 1,13 1,8 0,21 0,42 0,10 5 30,0 5,50
10 1300 1,11 1,7 0,22 0,43 0,10 5 26,0 5,55
11 1270 1,12 1,6 0,21 0,42 0,10 5 22,0 5,58
12 1270 1,13 1,5 0,20 0,42 0,10 4 18,0 5,60
13 1350 1,10 1,7 0,19 0,40 0,08 4 16,0 5,63
11 1270 1,12 1,6 0,21 0,42 0,10 5 22,0 5,58
12 1270 1,13 1,5 0,20 0,42 0,10 4 18,0 5,60
13 1350 1,10 1,7 0,19 0,40 0,08 4 16,0 5,63
14 1370 1,09 1,5 0,18 0,38 0,08 4 14,0 5,57
15 1400 1,10 1,6 0,18 0,38 0,08 4 10,0 5,55
Задача 39. 1. Рассчитать подачу и потребляемую мощность
шнекового устройства, если D = 0,22 м; d = 0,06 м; S = 0,13; п =
3,5 1/с; f= 0,65; с = 0,66; р = 75°; L = 3 м; W= 3,2; р = 1300 кг/м3.
Решение. Подачу шнекового устройства определим по формуле
(7.14):
Q = 3,14(0г22г -0,Об2) о 13.3 5.0 65.0 66 = б,910'3м3/с.
По формуле (7.15) потребляемая мощность шнекового устройства
No = 6,9-10'3-3 (3,2 + sin75°)-1300-9,81-10'3 = 1,1 кВт,
где sin75° = 0,9666.
2. Рассчитать пусковую и рабочую мощность гидромешалки, ес-
ли рс = 1200 кг/м3;/ = 1,13; п = 1,5 1/с; h = 0,20; Dx = 0,38 м; rf, = 0,08
204
м; z = 4 пары; |1 = 20-10'3 Па с; A = 5,60.
Решение. Пусковую мощность определим по формуле (7.16):
Nn = 3,8 10'3 1,13 1200 1,530,3 (0,384 -0,084)-4 = 0,29 кВт.
По формуле (7.17) рабочая мощность гидромешалки
_____________________0,29__________
jVp = _ о_ 0,2 • 1,13 ,0,382 • 1,5 • 1200ч0,22 = 0,09 кВт .
0,38-5,6 20 10
8. КИСЛОТНАЯ ОБРАБОТКА СКВАЖИН
8.1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ
ТЕРМОКИСЛОТНОЙ ОБРАБОТКИ ЗАБОЯ СКВАЖИНЫ [19]
Количество магния QM 9 кг, необходимое для повышения темпе-
ратуры соляно-кислотного раствора на (/к - /н) °C, может быть найде-
но по формуле [28]:
Q - ^(Ч “О /о
2м- 6>03 , (8.1)
где W - объем соляно-кислотного раствора, м3; /к , /н - конечная и на-
чальная температуры раствора, °C; 6,03 - численный коэффициент, °C.
Количество магния, кг, необходимое для полной нейтрализации
кислотного раствора:
2мп- ^33AxW , (8.2)
А X
где А - коэффициент, определяемый по табл. 8.1; х - концентрация
соляно-кислотного раствора, %.
Из этой формулы может быть определен процент уменьшения
концентрации кислотного раствора за счет нейтрализации его раство-
ряющимся магнием:
Х= 3,33AW + QM ' (83)
205
Формулой (8.3) можно воспользоваться для определения про-
цента концентрации кислотного раствора при термохимическом по-
догреве забоя скважины. При этом значение QM предварительно оп-
ределяется по формуле (8.1) в зависимости от принятого перепада
температур (/к - /н).
Таблица 8.1
Значения коэффициента А
Концентрация раствора НС1 х, % Коэффициент А Концентрация раствора НС1 х, % Коэффициент А
5,15-12,19 13,19-18,11 19,06-24,78 25,75-29,57 214 218 221,5 226 29,95-31,52 32,10-33,40 34,42-37,22 227,5 229,5 232
Количество магния QM, кг, необходимое для снижения концен-
трации кислотного раствора в заданных пределах jq - х2> находят по
формуле
А.х. А?х,
(8-4)
где Ai и А2 - коэффициенты, определяемые по табл. 8.1; и х2 - на-
чальная и остаточная концентрация кислотного раствора, % .
Задаваясь остаточной концентрацией кислотного раствора х2,
определяют начальную концентрацию х}, необходимую для проведе-
ния первой фазы термохимической обработки забоя скважины:
А.В
= (8-5)
где постоянная В равна
О А?х,
в=^+^
при этом количество магния QM определяют предварительно от за-
данного перепада температур по формуле (8.1).
206
Количество концентрированной товарной соляной кислоты РГК ,
которое необходимо для приготовления м3, разбавленной кисло-
ты концентрации х, определяют по формуле
W
Гк=-+, (8.7)
а
где а - переводной коэффициент, определяемый по табл. 8.2
Таблица 8.2
Значение переводного коэффициента «а»
Концентрация разбавленной кислоты, Концентрация товарной соляной кислоты, %
% 31 30 29 28 27 26 25
8 4,325 4,160 4,000 3,847 3,690 3,537 3,392
9 3,820 3,680 3,540 3,400 3,260 3,130 3,000
10 3,420 3,295 3,173 3,047 2,920 2,800 2,686
И 3,100 2,980 2,870 2,755 2,645 2,535 2,430
12 2,825 2,720 2,615 2,514 2,412 2,310 2,217
13 2,600 2,500 2,408 2,312 2,217 2,125 2,038
14 2,400 2,310 2,227 2,135 2,048 1,964 1,883
15 2,230 2,145 2,067 1,983 1,903 1,824 1,750
Для термохимической обработки в качестве ингибитора необхо-
димо применять формалин, так как уникод тормозит реакцию магния
с соляной кислотой. Необходимое количество формалина, кг, опреде-
ляется по формуле
1 lOOOxW
Q* = ---С" , (8.8)
(440 + у)у v 7
где у - 40%-ная концентрация формалина.
Металлический магний употребляется в стружках и в прутках,
которые спускают на забой в реакционном наконечнике. Для стружек
трудно рассчитать объем реакционного наконечника и выдержать оп-
ределенный режим закачки, так как они имеют различную толщину и
плотность упаковки.
207
Для спуска магния в прутках необходимая длина реакционного
наконечника, м,
G
, (8.9)
где G - общее количество прутков магния, кг; q - масса одной пачки
прутков магния, кг/м,
<7 = Ирм, (8.10)
где V- объем одной пачки прутков из 3 шт., дм3; рм = 1,77 - отно-
сительная плотность металлического магния, кг/дм3.
Так как товарная соляная кислота содержит окисли железа (Fe2O3),
то для предупреждения выпадения солей железа в осадок при нейтрали-
зации соляной кислоты в породе необходимо добавить к соляно-
кислотному раствору техническую уксусную кислоту, л, в количестве
У=^, (8.11)
где в - добавка уксусной кислоты в процентах к объему раствора, в =
f +0,8; f - содержание в соляном растворе Fe2O3; W - объем соляно-
кислого раствора, м3; С - концентрация товарной уксусной кислоты
(обычно 80%).
Применение поверхностно-активных веществ (ПВА) при кислотных
обработках способствует более равномерному распределению кислотно-
го раствора по микротрещинам, препятствует выпадению продуктов ре-
акции и облегчает удаление из пласта отреагировавшего кислотного рас-
твора. Кроме того, ПАВ способствует снижению скорости реакции со-
ляной кислоты с породой и увеличению радиуса обработки.
В качестве интенсификатора, понижающего поверхностное натя-
жение отреагировавшего соляно-кислотного раствора и способст-
вующего лучшему удалению его из призабойной зоны, принимают
нейтрализованный черный контакт (НЧК) с содержанием 15% суль-
фосолей. Необходимое количество НЧК, л,
а = Х1^1, (8.12)
208
где Xi - начальная концентрация соляно-кислотного раствора,%; W\
- объем соляно-кислотного раствора, м3.
Задача 40. Рассчитать термокислотную обработку забоя сква-
жины с Дэк= 168x9 мм для повышения температуры на забое на 40
°C, выбрать диаметр промывочных труб и определить начальную
концетрацию раствора, если /н = 50 °C, х2 = 10%, W= 16 м3.
Решение. Определим количество магния для повышения темпе-
ратуры на 40 °C по формуле (8.1):
16(90-50)
бм = --------- = 106,1 кг.
6,03
Процент понижения концентрации раствора предварительно
найдем по формуле (8.3), полагая, что А2 = 214 для х2 = 10% :
х= 214106,1
3,33-214-16 + 106,1
й._1?«_ + 21£12.12,48.
3,33-16 214-10
Полагая, что первоначальная концентрация по предварительно-
му расчету Xi = 11,97% , по табл. 8.1 найдем = 214.
Тогда по формуле (8.5) уточним
214-12,48 „ ПЛ/
' “ 214 + 12,48 ,8 ’
Объем концентрированной 30%-ной соляной кислоты найдем по
формуле (8.7):
~ = 5,78 м3,
2,77
где коэффициент а = 2,77 соответствует 11,8%-ному раствору НС1
по табл. 8.2.
По формуле (8.4) количество магния, необходимое для сниже-
ния концентрации с 11,8% до 10% ,
209
ем = з,зз 16(
21441,8
214-11,8
21410
214-10
) = 106,03 кг ,
что соответствует найденному по формуле (8.1).
Количество магния, необходимое для полной нейтрализации
11,8%-ного раствора НС1, по формуле (8.2)
бм'
3,33-21441,8 46
214-11,8
= 665,4 кг.
Необходимо иметь в виду, что скорость взаимодействия магния
с соляным раствором быстро уменьшается с повышением давления.
Если скорость растворения при атмосферном давлении принять за
100%, то при давлении в 1МПа скорость составит 62%, при 2МПа -
36%, при ЗМПа - 31% и при бМПа - 6%. Именно поэтому при термо-
химической обработке необходимо следить за давлением нагнетания
кислоты и за уровнем жидкости в затрубном пространстве.
Определим размеры реакционного наконечника для спуска маг-
ния (формула (8.9)). В эксплуатационную колонну 168x9 мм (б/вн =
0,15 м) можно опустить наконечник диаметром 114 мм (JBH = 100 мм).
Стержни магния dn = 0,04 м и длиной 0,6 м помещают в наконечнике
диаметром 0,1 м пачками по три стержня.
Подсчитаем объем и массу одной пачки прутков (1 п.м) в трубе
диаметром 0,1 м и длиной 1 м. Объем прутков
И= 0,785dn2-3-1 = 3,77-10'3 м3 = 3,77 дм3.
По формуле (8.10) масса 1 п.м прутков при плотности металли-
ческого магния р = 1,77 кг/дм3
<7 = 3,774,77 = 6,67 кг.
Для 106 кг прутков магния потребуется реакционный наконеч-
ник длиной
106
I = —— = 15,9 м ~ 16 м.
6,67
210
Количество продавочной нефти берется в объеме 102 мм про-
мывочных труб плюс объем забоя скважины в пределах обрабаты-
ваемого интервала 16 м:
= 0,785(0,0892-2000 + 0,222 16) = 13,04 м3.
Необходимое количество формалина определим по формуле (8.8):
11000 11,8 16
бф- (440 - 40)40 - 108’2кг-
Количество уксусной кислоты для предупреждения выпадения
солей железа в осадок определим по формуле (8.11).
Принимая/= 0,2%, найдем
в = 0,2 + 0,8 = 1,0%;
16 = 200 л или 200 дм3.
Необходимое количество НЧК найдем по формуле (8.12):
0Н= 11,816 = 188,8 л = 189 дм3.
Варианты индивидуальных заданий для расчета термокислотной
обработки скважин представлены в табл. 8.3.
Таблица 8.3
Варианты индивидуальных заданий
Номер варианта Й 2 Q S At , °C Ас, °C хг, %
1 2 3 4 5 146x9,5 146x8,5 146x9,5 146x8,5 146x7 30 32 34 36 38 80 85 90 95 100 8 9 10 11 12 10 11 10 11 10
6 7 8 9 10 146x9,5 146x8,5 146x7,7 146x7 146x8,5 40 42 44 46 48 105 НО 115 120 125 10 11 12 13 14 8 9 10 11 10
211
Окончание табл. 8.3
Номер варианта J § °C Ас » °C к *2, %
11 146x8,5 50 ПО и 9
12 146x6,5 52 115 12 8
13 168x8,9 54 120 13 9
14 168x10,6 56 125 14 10
15 168x7,3 58 130 15 11
16 146x9,5 44 120 10 11
17 146x7,7 46 125 12 10
18 168x10,6 48 130 13 10
19 168x8,9 50 135 14 9
20 168x7,3 52 140 16 8
9. СБОР И ПОДГОТОВКА НЕФТИ И ГАЗА
9.1. РАСЧЕТ ВЕРТИКАЛЬНОГО ГРАВИТАЦИОННОГО СЕПАРАТОРА
Размер вертикального гравитационного сепаратора зависит в
основном от расхода газа и определяется по формуле
VzTvrPr
V 82P d2(p„ -pr) ’
(9.1)
где D - внутренний диаметр сепаратора, м; V- дебит газа при нормаль-
ных условиях, м3/сут.; Р - давление в сепараторе, Н/м3; Т- абсолютная
температура в сепараторе; z - коэффициент сжимаемости газа в сепара-
торе при рабочем давлении; d - диаметр капель жидкости, м; v - кине-
матическая вязкость газа, м2/с; рг, рн - плотность газа и нефти соот-
ветственно при давлении и температуре в сепараторе, кг/м3.
Кинематическая вязкость газа, приведенная к условиям в сепара-
торе [19], м2/с,
_ Ро(ТО + Сг) / Т . о 5
vr-v°Z Р(Т + С ) (Т2 ’ (9-2)
212
где v0 = 14,5-10’6 м2/с - кинематическая вязкость для метана (12,910’6
м2/с - для прочих газов); Сг = 210 - температурная постоянная для газа.
Плотность газа, приведенная к условиям в сепараторе, кг/м3,
РГ = Ро^, (9-3)
где ро - плотность газа при нормальных условиях (для метана
ро=О,72кг/м3).
Пропускная способность сепаратора по жидкости, м3/сут.,
D2(p -p)d2
g* = 36964 —;рРг^ • (9.4)
Скорость движения газа в вертикальном сепараторе, м/с,
/г = 5,5610’3Х1? . (9.5)
D2P
Скорость осаждения капель жидкости или твердых частиц,
имеющих форму шара [25],
d2(p — р )g
Ич = PJS. (9.6)
18vrpr
Для эффективной работы сепаратора должно соблюдаться соот-
ношение
Ич> 1,2ГГ.
Высота вертикального сепаратора обычно не превышает 4-5 его
диаметров.
Толщина стенки цилиндрической части корпуса [25], м,
где Rz - допустимое напряжение, МПа; <р - коэффициент прочности
213
сварного шва (ф = 0,85 при подварке стыковых швов с внутренней
стороны и ф = 0,65 без подварки); С- запас на коррозию 0,004 м.
Днища сосудов, особенно верхние, чаще выполняют эллиптиче-
скими. Толщина стенки эллиптических отбортованных днищ [25], м,
5 = РРсРУэ с
Sa 2Rz<p+C’
(9.8)
где уэ - коэффициент перенапряжения днища (определяется по
графику в зависимости от Н/D), Н- высота эллиптического днища.
Толщину стенки эллиптического днища можно также опреде-
лить через наружный диаметр:
5= —— "Уэ +С
2R2<p + Py5 ’
(9-9)
где DH - наружный диаметр сепаратора, м; Р - давление в сепарато-
ре, Н/м2.
Напряжения, возникающие в эллиптическом днище, Н/м2,
PD у
2ф(8-С)
__ P[DH - (S - С)]уэ
2ф(8-С)
(9.Ю)
(9.П)
Нижние днища часто выполняют коническими. Толщина стенки
конического днища определяется по формуле
---) + С’
2Ягф • cosa
(9-12)
где a - угол наклона направляющей конуса к вертикали.
На рис. 9.1 приведена схема корпуса вертикального сепаратора.
214
P и с. 9.1. Схема корпуса вертикального сепаратора
На графике (рис. 9.2) приведена зависимость псевдокритических
давлений и температур от удельного веса газа.
Рис. 9.2. Зависимость псевдокритических давлений и температур
от удельного веса газа:
1 - для обычных газовых месторождений;
2 - для газоконденсатных месторождений
215
Кривая коэффициента перенапряжения для расчета эллиптиче-
Р и с. 9.3. Коэффициент перенапряжения для расчета эллиптических днищ
На рис. 9.4 приведены графики Брауна для определения коэффи-
циента сжимаемости газа.
Рис. 9.4. Графики Брауна для определения коэффициента сжимаемости газа
216
Варианты индивидуальных заданий приведены в табл. 9.1.
Таблица 9.1
Варианты индивидуальных заданий
Номер варианта Дебит газа К, м3/сут. Р, МПа d, см Ро, кг/м рн, кг/м t, °C
1 15000 1,0 0,5 0,72 820 15
2 14000 1,1 0,4 0,72 830 17
3 13000 1,2 0,5 0,73 840 19
4 12000 1,3 0,6 0,74 850 21
5 11000 1,4 0,7 1,75 860 23
6 10000 1,5 0,8 0,76 870 25
7 9000 1,6 0,9 0,77 880 27
8 8000 1,7 1,0 0,78 890 29
9 7000 1,8 1,2 0,80 900 31
10 6000 1,9 1,1 0,82 900 33
11 8000 2,0 1,3 0,84 910 35
12 13000 1,5 1,0 0,85 880 34
13 12000 1,4 0,9 0,83 870 32
14 *11000 1,3 0,8 0,81 860 30
15 10000 1,4 0,7 0,80 850 28
16 12000 1,5 0,6 0,79 840 26
Задача 41. Рассчитать вертикальный гравитационный сепаратор,
если дебит газа 15000 м3/сут; Р - 1,6 МПа; t = 30°; d= 0,5 см;
ро = 1,12 кг/м3; рн = 850 кг/м3.
Решение. Предварительно определим коэффициент сжимаемости
газа в сепараторе z при рабочем давлении по графикам (см. рис. 9.2,9.4).
Относительная плотность газа р = ро/рв = 1,12/1,22 = 0,92 . По
графикам на рис. 9.2 найдем псевдокритическое давление и темпера-
туру (кривая 2):
Рп_, = 45,5 кг/м3; Тп.к. = 240°К .
Далее находим приведенные давления и температуру:
Рпр= 16/45,5 = 0,35;
Тпр = 303/240 = 1,26.
По графикам (см. рис.9.4) находим z = 0,97.
217
Плотность газа, приведенную к условиям в сепараторе, найдем по
формуле (9.3):
рг= 1,12——= 16,16 кг/м3.
Иг ’ 0,103-303-0,97
По формуле (9.2) определим кинематическую вязкость газа,
приведенную к условиям в сепараторе:
0,103(273 + 210) ЗОЗ|
г ’ ’ 1,6(303 + 210) 273
Внутренний диаметр вертикального гравитационного сепарато-
ра определим по формуле (5.1):
гч I 15000-0,97-303-,09-16,16 г-— л
V 82-1,6-10S 6-0,0052(850-16,16)
По формуле (9.4) найдем пропускную способность сепаратора
по жидкости:
Л,842(850-16,16)25-10"6 3/
бж = 36964——---------—--------= 1241 м7сут.
* 0,9-16,16 7
По формуле (9.5) определим скорость движения газа в верти-
кальном сепараторе:
-15000-303-0,97
Vr = 5,5610~3 484216.10б = 0.654-10’3 м/с.
Скорость осаждения капель жидкости в сепараторе по формуле (9.6)
2^050-81 = з >
18-0,9-16,16
Толщину стенки цилиндрической части корпуса сепаратора
находим по формуле (9.7), приравняв D к £>ср:
S = 1,6 • 10 j 4,84 + м = =
2-245-10 0,85
218
где Rz = 295/1.2 = 245 МПа для СТ35; ф = 0,85 - подварка швов с
внутренней стороны.
Уточним толщину стенки, полагая Dcp = D + S = 4,862 м:
= 1,6 10*-4,862 + = = мм
2-245-10* ,085
Толщину стенки эллиптического отбортованного днища нахо-
дим по формуле (9.8).
Принимая, что Н = 1,4 м и H/D = 0,29 по рис. 9.3 найдем, что
Л = 0,82.
Тогда
1,6- 10*-4,862 0,82 + = 93 = мм
2-245-10*-0,85
Напряжения, возникающие в эллиптическом днище, найдем по
формуле (9.10):
1,6-10S 6 4,862 0,82
2 0,85(0,0193 -0,004)
= 245-106 н/м2.
Толщину стенки наклонного конического днища определим по
формуле (9.12), полагая, что а = 35°:
S = „ + 0.004 = 0.0267 м = 26,7 мм.
2-245 0,85 0,819
219
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Адонин, А.Н. Процессы глубинно-насосной нефтедобычи / А.Н. Адонин.
М.: Недра, 1964. 263 с.
2. Белоцерковский, В. И. Инструкция по расчету колонн насосно-
компрессорных труб / В.И. Белоцерковский, А.Е. Сароян, В.Ф. Кузнецов,
В.Н. Пчелкин и др. Куйбышев, 1990. 112 с.
3. Беляев, НМ. Сопротивление материалов / Я.М. Беляев. М.: Наука, 1976. 603 с.
4. Бейзальман, Р.Д. Подшипники качения: справочник / Р.Д. Бейзалъман,
Б.В. Ципкин. 5-е изд. М.: Машиностроение, 1967. 391 с.
5. Богданов, А.А. Погружные центробежные электронасосы для добычи
нефти I А.А. Богданов. М: Недра, 1968. 272 с.
6. Биргер, И.А. Расчет на прочность деталей машин: справочник / И.А. Бир-
гер, Б.Ф. Шорр и др. М: Машиностроение, 1979. 702 с.
7. Бухаленко, Е.И. Монтаж, обслуживание и ремонт нефтепромыслового
оборудования / Е.И. Бухаленко, Ю.Г. Абдуллаев. М.: Недра, 1974. 360 с.
8. ГОСТ 633-80. Трубы насосно-компрессорные и муфты к ним. Техниче-
ские условия. М., 1980.
9. ГОСТ 21425-75. Соединения зубчатые (шлицевые) прямобочные. М., 1975.
10. Журавлев, В.Н. Машиностроительные стали: справочник / В.Н. Журав-
лев, О.И. Николаева. М.: Машиностроение, 1981. 391 с.
И. Ивановский, В.Н. Оборудование для добычи нефти и газа./ В.Н. Иванов-
ский, В.И.Дарищев,А.А.Сабиров,В.С.Каштпанов,С.С.Пекин //М:, «Нефть и
газ» РГУ нефти и газа им. И.М.Губкина,2002.Ч1-768с..
12. Казак А.С., Росин И.И., Чичеров Л.Г. Погружные бесштанговые насосы
для добычи нефти. М.: Недра, 1973.
13. Методика определения динамических нагрузок на валу при запуске на-
соса. М.: 1964. 41 с.
14. Молчанов, Г.В. Машины и оборудование для добычи нефти и газа / Г.В.
Молчанов, А.Г. Молчанов. М.: Недра, 1984. 464 с.
15. Молчанов, А.Г, Чичеров В.Л. Нефтепромысловые машины и механизмы /
А.Г. Молчанов, В.Л. Чичеров. М.: Недра, 1983, 308 с.
16. Нагула, В.Д. Влияние свободного газосодержания у приема ЭЦН на его
работу в промысловых условиях / ВД. Нагула, О.В. Быков // Нефтепромы-
словое дело. 1984. №10.
17. Нефтепромысловое оборудование: справочник/ под ред. Е.И. Бухаленко.
М.: Недра, 1990. 559 с.
18. Расчет погружных центробежных электронасосов на прочность: метод,
указ, к выполнению курсовых и дипломных проектов / Куйбыш. политехи,
ин-т; сост. А.И. Снарев, И.М. Седова. Куйбышев, 1990. 36 с.
19. Оркин, КГ. Расчеты в технологии и технике-добычи нефти / КГ. Оркин,
А.М. Юрчук. М.: Недра, 1967. 380 с.
20. Сароян, А.Е. Бурильные колонны в глубоком бурении / А.Е. Сароян. М.:
Недра, 1979. 231 с.
220
21. Саркисов, ГМ. Расчеты бурильных и обсадных колонн / Г. М. Саркисов.
М.: Недра, 1971.
22. Снарев, А.И. Расчеты машин и оборудования для добычи нефти и газа:
учеб, пособ. I А.И. Снарев. Изд. 2-е. Самара: СамГТУ, 2001. 127 с.
23. Справочное руководство по проектированию разработки и эксплуатации
нефтяных месторождений. Проектирование разработки / Ш.К. Гиматуди-
нов, Ю.П. Борисов, М.Д. Розенберг и др. М.: Недра, 1983. 463 с.
24. Справочное руководство по проектированию разработки и эксплуатации
нефтяных и газовых месторождений. Добыча нефти/ под общ. ред. Ш.К.
Гиматудинова. М.: Недра, 1983. 455 с.
25. Чичеров, Л.Г. Нефтепромысловые машины и механизмы / Л.Г. Чичеров.
М.: Недра, 1983, 312 с.
26. Чичеров, Л.Г. Расчет и конструирование нефтепромыслового оборудо-
вания /Л.Г. Чичеров, ГВ. Молчанов, Н.Ф. Ивановский и др. М., 1987. 422 с.
Щуров, В.И. Технология и техника добычи нефти / В.И. Щуров. М.:
Недра, 1974.
27. Юрчук, А.М. Расчеты в добыче нефти I А.М. Юрчук. М.: Недра, 1974.
28. Юрчук, А.М. Расчеты в добыче нефти / А.М. Юрчук, А.З. Истомин.
М.: Недра. 1979.
Приложение
Стали для изготовления шлицевых и коленчатых валов
зубчатых колес, шпинделей и втулок
В табл. П1 помещены характеристики машиностроительных ста-
лей [10], пригодных для изготовления валов.
Хромоникелевые стали обладают большой прокаливаемостью,
поэтому имеют высокие прочностные свойства, наилучший материал
для изготовления шлицевых валов, зубчатых колес, шпинделей и т.д.
После цементации стали приобретают большую твердость поверхно-
сти и вязкую сердцевину.
Содержание Ni = 1,0-4,4%; Сг = 0,45-1,75%; Мп = 0,25-0,7%, од-
нако эти стали дефицитны и дороги.
Далее идут стали с добавкой титана 0,03-0,09%. Содержание Ni
= 0,3%; Сг = 0,9-1,3%; Мп = 0,8-1,2; Si, С = 0,17-0,32.
Эти стали применяются для зубчатых колес коробок передач авто-
мобилей и тракторов. Подвергаются цементации и нитроцементации с
глубиной слоя 0,4-0,9 мм. Применяются также для ходовых валиков и
221
винтов станков, от которых требуется минимальная деформация 25ХГМ
и 25ХГТ. Используются взамен стали 12ХНЗА, 12Х2НЧА.
Боросодержащие стили отличаются мелкозернистым строением
и высокой прокаливаемостью. Применяются для изготовления зубча-
тых колес, валов-шестерней, червяков, пальцев и других нагружен-
ных деталей, работающих в условиях ударных нагрузок.
Стали применяются как цементуемые (0,9-1,7 мм) и как улучшае-
мые. Стали 20ХНР рекомендуются взамен сталей 12ХН2, 12ХНЗА,
20ХНЗА. Содержат В = 0,001-0,005%; Ni = 0,3% (20ХГНР, Ni = 0,8-1,1);
Сг = 0,7-1,1%; Мп = 0,7-1,0%; С = 016-0,31%.
Азотируемые стали предназначаются для деталей с большой твердо-
стью и износостойкостью поверхности. С этой точки зрения это наилуч-
ший материал для валов ЭЦН, работающих в подшипниках скольжения с
большим содержанием абразивных частиц в добываемой жидкости.
Химический состав: С = 0,35-0,42%; Si = 0,2-0,45; Мп = 02-0,6; Сг
= 1,35-1,8; А1 = 0,5-1,1; Ni = 0,3%.
Механические свойства стали 38Х2М10А при температуре 150
°C снижаются всего на 8-9% по сравнению со стандартными усло-
виями. Стали имеют относительно высокий o.i
Химический состав: С = 0,35-0,42%; Si = 0,2-0,45; Мп = 0,2-0,6;
Сг = 1,35-1,8; А1 = 0,5-1,1; Ni = 0,3. применяются для изготовления
шатунов, зубчатых колес, валов экскаваторов, коленчатых валов и
других деталей, подвергающихся вибрационным и динамическим на-
грузкам. Стали 40ХН, 45ХН широко используются для изготовления
бурильных замков к бурильным трубам.
Стали содержат С = 0,27-0,54%; Мп = 0,5-0,8% (38ХГН и
30ХГСН2А Мп = 0,8-1,3%); Сг = 0,45-0,80 (30ХГСН2А 0,9-1,3%); Ni
= 1,0-1,4% (ЗОХНЗА, Ni = 2,75-3,75).
Для деталей из хромомарганцевоникелевых сталей реко-
мендуется назначать термомеханическую обработку (ТМО). После
222
ТМО можно повысить предел текучести среднелегированных сталей
толщиной до 20 мм на 25-30%.
Обработка холодом вызывает дополнительное упрочнение стали
за счет превращения остаточного аустенита. При ТМО с применени-
ем холода стали 30ХГСНА, предварительно легированной некоторы-
ми редкими элементами, удалось получить на образцах толщиной 40
мм ов = 2800 МПа, от = 2530 МПа.
Таблица П1
Стали для изготовления шлицевых валов, зубчатых колес,
коленчатых валов, шпинделей, втулок и др.
Марка стали Ов, МПа от, МПа 0-1, МПа 35> % Т-1, МПа НВ HRC
1. Хромоникелевые 12ХН2 20ХН 800 600 320 12 207 62
12ХНЗА » » » 14 - 197 -
20ХНЗА 950 700 390 11 - 217 63
20Х2Н4А 950 750 340 12 235 255 62
12Х2Н4А после це- 1300 1100 630 9 380 269 -
ментации 12Х2Н4А 1200 1150 530 10 388 62
18Х2Н4МА 1150 950 530 10 - 269 -
18Х2Н4МА после 1150 850 560 12 - 269 -
цементации 1200 1000 10 420 56
2. Стали с добавкой титана 18ХГТ 1000 900 9 490 217 62
25ХГМ 1200 1100 - 10 - - 63
25ХГТ 1300 1000 - 9 - 217 -
1500 1100 - 10 - - -
ЗОХГТ 1500 1300 770 9 530 229 62
3. Боросодержащие стали 20ХГНТР 1200 1000 9 250
15Х2ГН2ТРА 1320 1190 840/540* 14 - 390 60
/при -70° 1440 1240 - 13 - - -
15Х2ГН2ТА 1330 1180 830/480* 11 - - -
223
Окончание тпабл. Ш
Марка стали ов, МПа от, МПа 0-1, МПа 85, % т-1, МПа НВ HRC
4. Стали с микродо- бавками бора (взамен 20ХНЗА, 20ХН2М и 12ХНЗА) 20ХГР 27ХГР 1000 800 620 9 310 197 43
20ХГНР 1400 1200 - 8 - 217 -
1300 1100 590 10 - 197 -
5. Азотируемые ста- ли 38Х2Ю** 950 800 600 10 260
38Х2МЮА** 1050 900 620 14 - 269 -
6. Хромоникелевые стали с пониженным содержанием Ni 40ХН 45ХН 1000 800 390 11 207
50ХН 1050 850 - 10 - 207 -
ЗОХНЗА 1100 900 - 9 - 207 -
38ХГН 1000 800 430 10 - 241 -
30ХГСН2А 800 700 - 12 - 229 -
40ХН2МА 1650 1400 - 9 - 255 -
1000 850 456 12 230 269 -
* В числителе - гладкие образцы, в знаменателе - с надрезом.
** Мехсвойства после цементации, азотирования.
224
Для заметок
СОДЕРЖАНИЕ
Введение.....................................3
1. РАСЧЕТ ОБОРУДОВАНИЯ ПРИ ФОНТАННО-
КОМПРЕССОРНОЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ СКВАЖИН...........4
1.1. Расчет усилий, действующих на фланцевое
соединение фонтанной арматуры................4
1.2. Расчет насосно-компрессорных труб
при фонтанно-компрессорной эксплуатации скважин .... 12
1.2.1. Технические характеристики НКТ.......12
1.2.2. Расчет НКТ при фонтанной
эксплуатации скважин........................15
1.3. Насосно-комрессорные трубы
с защитными покрытиями.......................23
1.4. Определение диаметра штуцера
фонтанной арматуры...........................26
1.5. Расчет НКТ при компрессорном способе
эксплуатации скважин. Определение
пускового давления .........................27
2. РАСЧЕТ ОБОРУДОВАНИЯ
ПРИ ШТАНГОВОЙ ГЛУБИННО-НАСОСНОЙ
ЭКСПЛУАТАЦИИ СКВАЖИН.........................36
2.1. Выбор оборудования ШГНУ и определение
параметров работы насоса.....................36
2.2. Определение нагрузок на головку
балансира станка - качалки...................49
2.3. Определение длины хода плунжера
штангового насоса............................56
2.4. Расчет производительности и определение
коэффициента подачи ШГНУ....................65
2.5. Расчет прочности колонны штанг.........70
2.6. Расчет НКТ по аварийной нагрузке
при эксплуатации ШГНУ.......................82
2.7. Расчет НКТ на циклические нагрузки.....85
2.8. Определение момента на валу кривошипа
и мощности электродвигателя.................88
2.9. Расчет балансира на прочность .........93
3. ВЫБОР МАШИН И ОБОРУДОВАНИЯ
ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ СКВАЖИН
ЭЛЕКТРОЦЕНТРОБЕЖНЫМИ НАСОСАМИ (ЭЦН) ..........98
3.1. Установки погружных
электроцентробежных насосов...................98
3.1.1. Погружные электроцентробежные насосы...98
3.1.2. Погружные электродвигатели............102
3.1.3. Кабельная линия ......................105
3.1.4. Выбор насосно - компрессорных труб ...108
3.1.5. Определение необходимого напора ЭЦН....108
3.1.6. Выбор центробежного насоса ............110
3.1.7. Выбор электродвигателя.................111
3.2. Определение глубины погружения насоса
под динамический уровень......................115
3.2.1. Работа газа по подъему жидкости........117
3.3. Выбор кабеля, трансформатора и определение
эксплуатационных параметров УЭЦН .............121
3.3.1. Выбор кабеля...........................121
3.3.2. Выбор трансформатора...................1 22
3.3.3. Определение габаритного диаметра УЭЦН
и скорости движения охлаждающей жидкости......123
3.3.4. Определение удельного
расхода электроэнергии установкой ЭЦН ........124
4. РАСЧЕТ ЭЦН НА ПРОЧНОСТЬ ...................127
4.1. Расчет корпуса ЭЦН на прочность..........127
4.1.1. Расчет вала ЭЦН на прочность..........131
4.2. Расчет вала ЭЦН с радиально-упорными
подшипниками на прочность и выносливость.....133
4.2.1. Расчет вала на прочность .............133
4.2.2. Расчет вала ЭЦН на выносливость.......138
4.3. Расчет вала ЭЦН на смятие шлицев........142
4.4. Расчет вала на максимальные нагрузки
в период запуска.............................144
4.5. Расчет шарикоподшипниковой опоры вала...154
4.6. Определение прочности НКТ...............158
5. ПОДДЕРЖАНИЕ ПЛАСТОВОГО ДАВЛЕНИЯ...........163
5.1. Определение числа нагнетательных скважин,
расхода воды и давления нагнетания на кустовой
насосной станции ............................163
5.2. Выбор электродвигателя и расчет вала ЭЦН,
применяемых при ППД, на максимальные нагрузки
в период запуска.............................167
6. ТЕПЛОВЫЕ МЕТОДЫ ВОЗДЕЙСТВИЯ НА ПЛАСТ. 177
6.1. Расчет удлинений НКТ на устье скважины
и компенсаторов удлинений температуры
при закачке горячей воды и пара .............177
6.1.1. Варианты заданий......................179
6.2. Расчет НКТ при закачке теплоносителя в пласт.182
6.3. Определение прочности НКТ при эксплуатации
установок электроцентробежных насосов (УЭЦН).188
7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАЗРЫВ ПЛАСТА..............192
7.1 .Определение давления гидроразрыва
и расчет напряжений в НКТ....................192
7.2 . Определение количества насосных агрегатов
и радиуса трещины гидроразрыва...............196
7.3 Определение производительности и мощности
оборудования пескосмесительного агрегата.....202
8. КИСЛОТНАЯ ОБРАБОТКА СКВАЖИН ..............205
8.1. Определение показателей термокислотной
обработки забоя скважины [4].................205
9. СБОР И ПОДГОТОВКА НЕФТИ И ГАЗА............212
9.1. Расчет вертикального
гравитационного сепаратора...................212
Библиографический список.....................220
Приложение...................................221
книги почтой
Заказ можно сделать
на сайте издательства
www.infra-e.ru
Ш\\ БИБЛИОТЕКА НЕФТЕГАЗОДОБЫТЧИКА
И ЕГО ПОДРЯДЧИКОВ (SERVICE)
№ п/11 Наименование издания Кол- во
1 Справочник промыслового мастера Добыча нефти, газа и конденсата - в 2-х томах
2 Справочник бурового мастера - в 2-х томах
3 Справочник мастера по опробованию (испытанию) скважин
4 Справочник мастера по подготовке газа
5 Справочник мастера по подготовке и стабилизации нефти
6 Справочник мастера по ремонту скважин (капитальному, подземному)
7 Справочник мастера по ремонту нефтегазового технологического оборудования - в 2-х томах
8 Справочник мастера по эксплуатации оборудования газовых объектов - в 2-х томах
9 Справочник мастера по промысловой геофизике
10 Справочник геолога нефтегазоразведки: нефтегазопромысловая геология и гидрогеология
11 Справочник мастера строительно-монтажных работ Строительство нефтегазопроводов, хранилищ, терминалов, компрессорных; монтаж наземного промыслового оборудования и сооружении
12 Справочник мастера погрузочно-разгрузочных работ Складское хозяйство, трубные базы, площадки комплектации технологического оборудования
13 Справочник дорожного мастера Строительство, эксплуатация и ремонт дорог
14 Справочник инженера предприятия технологическою транспорта и спецтехники - в 2-х томах
15 Справочник инженера по вышкостроению
16 Справочник инженера по поддержанию пластового давления
17 Справочник инженера но исследованию скважин
18 Справочник инженера по эксплуатации нефтегазопроводов и продуктопроводов
19 Справочник инженера по наладке, совершенствованию технологии и эксплуатации электрических станций и сетей Автономное и централизованное энергоснабжение промыслов
20 Справочник промыслового (цехового) энергетика
21 Справочник инженера по контрольно-измерительным приборам и автоматике
22 Справочник инженера по АСУТП: Проектирование н разработка
23 Справочник инженера по борьбе с аварийными разливами нефти и нефтепродуктов и ликвидации открытых нефтяных и газовых фонтанов
24 Справочник инженера пожарной охраны
25 Справочник инженера по охране окружающей среды (эколога)
26 Справочник инженера по охране труда
СНАРЕВ Анатолий Иванович
РАСЧЕТЫ МАШИН И ОБОРУДОВАНИЯ
ДЛЯ ДОБЫЧИ НЕФТИ И ГАЗА
Учебно-практическое пособие
Руководитель проекта
К.Н. Уваров
Главный редактор
С.И. Костерика
Компьютерная верстка
И.О. Миняева
Выпускающий редактор
Н.В. Беганова
Подписано в печать 10.02.2010.
Формат 84x108/32. Бумага офсетная.
Гарнитура «Таймс».
Объем 12,5 печ. л.
Тираж 700 экз. Заказ №2083.
Издательство «Инфра-Инженерия»
Тел.: 8(911)512-48-48
E-mail: infra-e@yandex.ru
www.infra-e.ru
Отпечатано в ООО ПФ «Полиграф-Книга»,
160001, г. Вологда, ул. Челюскинцев, 3.
Издательство «Инфра-Инженерия»
приглашает к сотрудничеству авторов
научно-технической литературы.