Как найти площадь поршня насоса - Сайт, где вы сможете решить свои вопросы

Принцип
действия и типы поршневых насосов.
Поршневые насосы относятся к объемным
насосам. На рис. 6.14 изображен поршневой
насос простого (одинарного) действия.

Рис.
6.14. Поршневой насос: 1 – цилиндр, 2 –
поршень, 3 – всасывающий клапан, 4 –
нагнетательный клапан, 5 – шток, 6 –
ползун, 7 – шатун, 8 – кривошип, 9 – маховик

В
поршневом насосе всасывание и нагнетание
жидкости происходит при возвратно-поступательном
движении поршня в цилиндре насоса. При
движении поршня вправо в замкнутом
пространстве цилиндра создается
разрежение. Под действием разности
давлений в приемной емкости и цилиндре
жидкость поднимается по всасывающему
трубопроводу и поступает в цилиндр
через открывающийся при этом всасывающий
клапан. Нагнетательный клапан при ходе
поршня вправо закрыт, так как на него
действует сила давления жидкости,
находящейся в нагнетательном трубопроводе.
При ходе поршня влево в цилиндре возникает
давление, под действием которого
закрывается всасывающий клапан и
открывается нагнетательный клапан.
Жидкость через нагнетательный клапан
поступает в напорный трубопровод.
Всасывание и нагнетание жидкости
поршневым насосом простого действия
происходит неравномерно: всасывание –
при движении поршня слева направо,
нагнетание – при обратном направлении
движения поршня. В данном случае за два
хода поршня жидкость один раз всасывается
и один раз нагнетается.

Поршень
насоса приводится в движение
кривошипно-шатунным механизмом,
преобразующим вращательное движение
вала, на котором установлен кривошип,
в возвратно-поступательное движение
поршня.

В
зависимости от конструкции поршня
различают собственно поршневые
и плунжерные
насосы. В поршневых насосах основным
рабочим органом является поршень,
снабженный уплотнительными кольцами,
пришлифованными к внутренней поверхности
цилиндра. Плунжер не имеет уплотнительных
колец и отличается от поршня значительно
большим отношением длины к диаметру.

По
числу всасываний или нагнетаний,
осуществляемых за один оборот кривошипа
или за два хода поршня, насосы делятся
на насосы простого
(рис. 6.14) и двойного
(рис. 6.15) действия. Более равномерной
подачей, чем насосы простого действия,
обладают насосы двойного действия,
которые имеют четыре клапана: два
всасывающих и два нагнетательных. При
ходе поршня 2 вправо жидкость всасывается
в левую часть цилиндра 1 через всасывающий
клапан 3 и одновременно через нагнетательный
клапан 6 поступает из правой части
цилиндра в напорный трубопровод; при
обратном ходе поршня всасывание
происходит в правой части цилиндра
через всасывающий клапан 4, а нагнетание
– в левой части цилиндра через клапан
5.

Таким
образом, в насосах двойного действия
всасывание и нагнетание происходят при
каждом ходе поршня, вследствие чего
производительность насосов этого типа
больше и подача равномернее, чем у
насосов простого действия.

Рис.
6.15. Поршневой насос двой-ного действия:
1 – цилиндр; 2 – поршень; 3, 4 – всасывающие
клапаны; 5, 6 – нагнетательные клапаны

Рис.
6.16. Дифференциальный плун-жерный
насос: 1 – плунжер; 2, 3 – цилиндры; 4, 5
– всасывающий и нагнетательный
клапаны; 6 – сальни-ковые уплотнители

На
рис.6.16 изображен дифференциальный
плунжерный насос. Работает насос
следующим образом. При движении плунжера
влево закрывается всасывающий клапан
4 и открывается нагнетательный клапан
5, через который часть жидкости проходит
в нагнетательный трубопровод, а вторая
часть – в правый цилиндр 3. При движении
плунжера вправо закрывается нагнетательный
5 и открывается всасывающий клапан 4,
при этом из всасывающего трубопровода
жидкость поступает в цилиндр 2; в то же
время жидкость плунжером вытесняется
из цилиндра 3 и поступает в нагнетательный
трубопровод. Таким образом, за один
оборот кривошипа всасывается жидкость
один раз (при ходе плунжера вправо). В
нагнетательную трубу, этот объем жидкости
подается за два приема (ход плунжера
влево и ход вправо). Следовательно,
дифференциальный насос работает на
всасывающей стороне как насос одинарного
действия, а на нагнетательной стороне
– как насос двойного действия. По
сравнению с насосом одинарного действия
преимуществом дифференциального насоса
является большая равномерность подачи.
В отличие от поршневых насосов уплотнение
в плунжерных достигается с помощью
сальников, что является определенным
преимуществом, так как не требует столь
тщательной обработки поверхности
цилиндра и позволяет перекачивать
загрязненные жидкости.

Средняя
производительность
насоса.
Обозначим через F
–площадь поршня (м²),
f
– площадь штока (м²),
S
– ход поршня (м). В насосе простого
действия за один оборот кривошипа
происходит одно нагнетание жидкости,
объем которой равен FS.
При этом теоретическая производительность
(средняя)

,
(6.29)

где
n
– число оборотов в секунду.

В
насосе двойного действия за один оборот
кривошипа происходит два нагнетания
жидкости, при этом сторона поршня без
штока подает объем жидкости FS,
а сторона поршня со штоком –
.
Всего за один оборот подается:

а
теоретическая производительность будет

.
(6.30)

Дифференциальный
насос при ходе вправо засасывает объем
FS,
а подает за этот же ход в нагнетательную
трубу
;
при ходе влево всасывания нет и в
нагнетательную трубу подается объем
(с правой стороны)FS
–

.
Таким образом, за один оборот кривошипа
в нагнетательную трубу поступит:

+
FS
–

= FS.

Отсюда
видно, что производительность
дифференциального насоса такая же, как
и насоса одинарного действия, т.е. (6.29).

Действительная
производительность поршневых насосов
меньше теоретической из-за утечек
жидкости из-за негерметичности сальников,
несвоевременной посадки клапанов и
т.д. Все эти потери учитываются
коэффициентом подачи или объемным
к.п.д..

Действительная
производительность насоса

.
(6.31)

Для
современных больших насосов объемный
к.п.д. может достигать 99%. Практически
же для небольших насосов
(D
< 50 мм)
=
0,8 – 0,90; для средних (D
= 50 – 150 мм)
=
0,90 – 0,97; для больших (D
> 150 мм)
=
0,94 –
0,99.

Закономерности
движения поршня у насосов с
кривошипно-шатунным приводом.
Схема действия кривошипно-шатунного
механизма показана на рис. 6.17. За один
оборот вала поршень проходит путь 2S,
за n
оборотов в секунду – 2Sn,
следовательно, средняя скорость поршня

.
(6.32)

Поскольку
движение поршню передается кривошипным
приводом, то скорость поршня непрерывно
изменяется от 0 в мертвых точках его
положения до максимума в среднем
положении. Если учесть, что отношение
r/мало, то путь (x),
пройденный поршнем, равняется проекции
дуги, описанной кривошипом, на ось
насоса, т.е.

.
(6.33)

Рис.
6.17. Движение поршня у насосов с
кривошипно-шатунным механизмом

Скорость
поршня является первой производной от
пути по времени

Если
угол 
выражен в радианах, то
,
где
– угловая скорость, поэтому

.
(6.34)

Из
уравнения (6.34) видно, что в мертвых точках
положения поршня при 
=
0 или 
= 
скорость равна нулю, а в среднем его
положении максимальна, так как sin(/2)
= 1. Максимальное
значение скорости поршня будет

.
(6.35)

Поскольку
(по уравнению (6.32)), а,
то

.
(6.36)

Диаграмма
подачи поршневого насоса.
В правильно работающем насосе жидкость
непрерывно следует за поршнем. Секундный
объем жидкости, подаваемый насосом в
данный момент (мгновенная производительность
),
равен скорости поршня, умноженной на
его площадь. Так какF
= const, то изменение
подаваемого объема зависти от изменении
скорости.

(6.37)

или

.
(6.38)

Таким
образом, расход нагнетаемой жидкости
изменяется по синусоиде. Необходимо,
однако, помнить, что в насосах простого
(однократного) действия при изменении

от 0 до 
(рис. 6.17) происходит всасывание, а
нагнетание идет в диапазоне 
< 
< 2.
В насосах двойного действия нагнетание
осуществляется в течение всего периода
вращения маховика, что уменьшает
неравномерность подачи нагнетаемой
жидкости. Зависимости мгновенной
производительности для насосов простого
и двойного действия от угла поворота
кривошипа 
приведены на рис. 6.18 и 6.19

Рис
6.16. Диаграмма подачи поршневого насоса
простого действия

Рис.
6.19. Диаграмма подачи поршневого насоса
двойного действия

Пользуясь
соотношениями (6.29) и (6.30), а также (6.38),
можно найти отношение максимальной
производительности к средней, называемое
степенью неравномерности. Максимальная
производительность из (6.38) будет при
sin
= 1

.
(6.39)

Тогда
для насоса простого действия

,
(6.40),

а
для насоса двойного действия в
пренебрежении площади штока по сравнению
с площадью цилиндра (f
<< F)

.
(6.41)

Для
уменьшения неравномерности подачи и
смягчения гидравлических ударов
(например, при быстром закрытии задвижки
на напорном трубопроводе) поршневые
насосы снабжаются воздушными колпаками
(рис. 6.20), которые устанавливают на входе
жидкости в насос (всасывающий колпак)
и выходе из насоса (нагнетательный
колпак). Воздушный колпак представляет
собой буферный промежуточный сосуд,
около 50% емкости которого занимает
воздух. При ускорении движения поршня,
т. е. когда в воздушный колпак поступает
наибольшее количество жидкости, воздух,
находящийся в колпаке, сжимается. Избыток
жидкости поступает в колпак и удаляется
из него, когда подача становится ниже
средней. При этом давление воздуха,
находящегося в колпаке, изменяется
незначительно (поскольку его объем
гораздо больше поступающей жидкости)
и движение жидкости в нагнетательном
(или всасывающем) трубопроводе становится
близким к равномерному.

Рис.
6.20. Поршневой насос с воздушными колпаками

Диафрагмовые
насосы.
Диафрагмовые (мембранные) насосы
применяются для перекачивания жидкостей,
химически действующих на рабочие органы
насоса. В таких насосах роль поршня
выполняет упругая диафрагма – мембрана.
На рис. 6.21 изображен мембранный насос.
Цилиндр 3, в котором возвратно-поступательно
движется плунжер 4, заполнен неагрессивной
жидкостью. При его движении вверх
происходит изменение объема камеры
перед диафрагмой и давления жидкости
в ней, которое передается через мембрану
перекачиваемой жидкости. При этом
всасывающий клапан поднимается и через
него происходит засасывание агрессивной
жидкости в клапанную коробку и в
освободившийся объем перед мембраной.
При обратном ходе плунжера давление
неагрессивной жидкости под плунжером
возрастает, и мембрана вследствие этого
движется влево. Всасывающий клапан в
клапанной коробке закрывается и
открывается нагнетательный клапан, а
агрессивная жидкость через патрубок 7
перекачивается в нагнетательный
трубопровод. Клапанная коробка и клапаны
изготавливаются из химически стойких
материалов, упругая диафрагма – из
каучука или стали.

Рис.
6.21. Диафрагмовый насос: 1 – корпус; 2 –
диафрагма (мембрана); 3 – цилиндр; 4 –
плунжер; 5 – клапаны; 6, 7 – всасывающий
и нагнетательный патрубки; 8 – сальниковые
уплотнители

Объемные
роторные насосы
работают, как и поршневые по принципу
вытеснения жидкости. В отличие от
поршневых насосов в конструкции роторных
насосов всасывающих и нагнетательных
клапанов нет. Главными частями роторного
насоса являются: статор или неподвижная
часть насоса; ротор, вращающийся от
ведущего вала, и вытеснители, вращающиеся
вместе с ротором.

В
зависимости от вида вытеснителей
роторные насосы бывают шестеренные,
пластинчатые и винтовые.

Шестеренные
насосы.
Наиболее простым и распространенным
из роторных насосов является шестеренный
насос, устройство которого представлено
на рис. 6.22.

Рис.
6.22. Шестеренный насос: 1 – корпус; 2, 3
–
шестерни; 4, 5 – всасывающий и нагнетательный
патрубки

Рабочей
частью насоса являются две шестерни с
внешним зацеплением, плотно охватываемые
корпусом насоса. Ведущая шестерня
получает вращение от двигателя, другая
шестерня, вращающаяся в противоположную
сторону, является ведомой. Направление
вращения шестерен на рис. 6.22 показано
стрелками. При вращении шестерен жидкость
захватывается впадинами между зубьями
и переносится ими из области всасывания
в область нагнетания, где затем она
вытесняется из впадин, когда зубья
вступают в зацепление, и проталкивается
в нагнетательный патрубок 5. Во время
вращения зубчатых шестерен всасывание
жидкости происходит с той стороны, где
зубья выходят из зацепления.

Эти
насосы отличаются равномерностью подачи
и могут работать при больших числах
оборотов, достигая 50 об/с. Они могут
перекачивать сильно вязкие и густые
жидкости. Шестеренные насосы обладают
реверсивностью, т.е. при изменении
направления вращения шестерен области
всасывания и нагнетания меняются
местами. Объемный к.п.д _V
шестеренного насоса достигает 0,7 – 0,9.

Пластинчатые
насосы.
На рис. 6.23 изображен пластинчатый насос.
Ротор насоса 1 расположен эксцентрично
относительно внутренней полости корпуса
2, в результате чего образуется серповидное
пространство 4. В роторе имеются радиальные
пазы, в которых могут перемещаться
пластины 3. При вращении ротора пластины,
под действием центробежной силы плотно
прижимаются к внутренней поверхности
корпуса. При этом серповидное пространство
4 делится на зоны всасывания и нагнетания.
Зона всасывания расположена от
всасывающего патрубка 5 до вертикальной
оси насоса (точка О),
левее ее располагается зона нагнетания.
Подача жидкости этими насосами равномерна
и практически не зависит от напора, ее
можно регулировать изменением числа
оборотов ротора. Пластинчатые насосы
могут использоваться для перекачивания
вязких и густых жидкостей.

Рис.
6.23. Пластинчатый насос: 1– ротор; 2–
корпус; 3 – пластина; 4 – серповидное
рабочее пространство; 5, 6 – всасывающий
и нагнетательный патрубки; е –
эксцентриситет

Винтовые
насосы.
Для перекачивания вязких жидкостей
применяются винтовые насосы (рис. 6.24).

Рис.
6.24. Винтовой насос: 1 – корпус; 2 – винт;
3, 4 – всасывающий и нагнетательный
патрубки.

В
корпусе насоса 1 расположен винт 2, плотно
прилегающий к цилиндри-ческой части
корпуса. Жидкость поступает через
патрубок 3 в нарезку винта и переносится
между витками вдоль оси винта к центру
насоса, где сходятся встречные нарезки
винта и далее вытесняется в нагнетательный
патрубок 4. В промышленности используются
насосы, имеющие, в частности, два или
три винта. В насосах с тремя винтами, из
которых средний является ведущим, а два
боковых – ведомыми, направление нарезки
ведомых винтов противоположно направлению
нарезки ведущего. Давление, развиваемое
винтовыми насосами, зависит от числа
шагов винтовой нарезки. Производительность
этих насосов увеличивается с увеличением
числа оборотов винтов. Давление,
развиваемое насосом, при этом не
изменяется.

Пневматический
насос Монтежю.
Пневматические насосы относятся к
объемным насосам и работают по принципу
вытеснения из резервуара жидкости газом
(воздухом). Устройство такого насоса
показано на рис. 6.25. Насос Монтежю
работает следующим образом. Жидкость
поступает в резервуар 1 самотеком через
кран 2. В это же время должен быть открыт
кран 3, через который удаляется воздух
из резервуара. Когда резервуар наполнится
жидкостью, краны 2 и 3 закрывают, а краны
4 и 5 открывают. Через кран 4 поступает
сжатый воздух и вытесняет жидкость
через кран 5 в нагнетательный трубопровод.
Насос Монтежю является насосом
периодического действия, так как после
удаления жидкости из резервуара цикл
его работы снова повторяется. Насос
этот применяется для перекачивания
небольших объемов химически агрессивных
жидкостей. Он прост по конструкции, но
имеет низкий к.п.д. (0,1 – 0,25).

Рис.
6.25. Пневматический насос Монтежю: 1–
резервуар; 2 – кран для впуска жидкости
в резервуар; 3 – кран для выпуска воздуха
из резервуара; 4 – кран для впуска сжатого
воздуха; 5 – кран на нагнетательной
трубе

Соседние файлы в папке Учебник для студентов

Источник

Площадь поршневого насоса с учетом объемного рабочего объема Решение

ШАГ 0: Сводка предварительного расчета

ШАГ 1. Преобразование входов в базовый блок

Теоретическое объемное смещение: 0.004 Кубический метр на оборот –> 0.004 Кубический метр на оборот Конверсия не требуется
Количество поршней: 5 –> Конверсия не требуется
Длина хода поршневого насоса: 0.2 метр –> 0.2 метр Конверсия не требуется

ШАГ 2: Оцените формулу

ШАГ 3: Преобразуйте результат в единицу вывода

0.004 Квадратный метр –> Конверсия не требуется

19 Поршневые насосы Калькуляторы

Площадь поршневого насоса с учетом объемного рабочего объема формула

Площадь поршня = Теоретическое объемное смещение/(Количество поршней*Длина хода поршневого насоса)

A_p = V_D/(n*SL)

Что такое теоретическое объемное смещение?

Объемное смещение или теоретическое объемное смещение поршневого насоса прямого вытеснения – это количество жидкости, перекачиваемой за один оборот.

Источник

Министерство образования
Оренбургской области

Государственное автономное
профессиональное образовательное учреждение

«Бугурусланский нефтяной колледж»

г. Бугуруслана Оренбургской
области

Методические указания для
обучающихся

по выполнению

практических занятий

по МДК 02.01Эксплуатация
нефтегазопромыслового оборудования

21.02.01Разработка
и эксплуатация нефтяных и газовых месторождений

Разработчик: Люкшина Анна
Валерьевна

Бугуруслан, 2020

Рецензент:

_________________________________________________________

(ФИО, должность,
квалификационная категория, организация)

Разработчик:

Люкшина
Анна Валерьевна, преподаватель ГАПОУ БНК г. Буугуруслана Оренбургской области

Методические
указания. – Бугуруслан: ГАПОУ «Бугурусланский нефтяной колледж» г. Бугуруслана
Оренбургской области. 20____. – ____ с.

Методические
указания разработаны в соответствии с ФГОС СПО, рабочей программой МДК 02.01
Эксплуатация нефтегазопромыслового оборудования

для специальности/профессии 21.02.01Разработка
и эксплуатация нефтяных и газовых месторождений

В
методических указаниях изложены общие рекомендации по организации и проведению
практических занятий обучающихся. Приведен перечень тем лабораторных
работ/практических занятий, формы, методические указания по выполнению
практических занятий МДК 02.01 Эксплуатация нефтегазопромыслового оборудования

Методические
указания по МДК 02.01 Эксплуатация нефтегазопромыслового оборудования

рассмотрены
на заседании П(Ц)К ________________________

(наименование
П(Ц)К)

дисциплин
и рекомендованы к использованию в учебном процессе.

Протокол № _____ от «_____» __________ 20_____ г.

Председатель П(Ц)К ________________ _____________________

(личная подпись) (расшифровка
подписи)

СОГЛАСОВАНО
Методическим советом ГАПОУ «БНК» г. Бугуруслана Оренбургской области

Председатель Методического совета ________________ __________________

(личная подпись) (расшифровка
подписи)

1 Пояснительная записка

Методические указания по выполнению практических
занятий МДК 02.01 Эксплуатация нефтегазопромыслового оборудования предназначены
для обучающихся по специальности/профессии 21.02.01Разработка и
эксплуатация нефтяных и газовых месторождений

Цель методических указаний: оказание помощи обучающимся в
выполнении практических занятий по МДК 02.01 Эксплуатация нефтегазопромыслового
оборудования

Практические занятия проводятся после изучения
соответствующих разделов и тем МДК 02.01 Эксплуатация нефтегазопромыслового
оборудования

Выполнение практических занятий позволяет понять, где и
когда изучаемые теоретические знания и практические умения могут быть
использованы в будущей практической деятельности.

Целью
практических занятий является закрепление теоретических знаний:

– основные
понятия, законы и процессы термодинамики и теплопередачи;

– методы
расчета термодинамических и тепловых процессов;

–
классификацию, особенности конструкции, действия и эксплуатации котельных
установок, поршневых двигателей внутреннего сгорания, газотурбинных и
теплосиловых установок;

– основные
физические свойства жидкости;

– общие законы
и уравнения гидростатики и гидродинамики, методы расчета гидравлических
сопротивлений движущейся жидкости;

– методы
расчета по выбору оборудования и установлению оптимальных режимов его работы;

– методы и
правила монтажа, принцип работы и эксплуатации нефтегазопромыслового
оборудования и инструмента;

–
технологические операции по техническому обслуживанию наземного оборудования и
подземному ремонту скважин;

– меры предотвращения всех видов
аварий оборудования

и
приобретение практических умений:

– производить
расчеты требуемых физических величин в соответствии с законами и уравнениями
термодинамики и теплопередачи;

– определять
физические свойства жидкости;

– выполнять
гидравлические расчеты трубопроводов;

– подбирать
комплекты машин, механизмов, другого оборудования и инструмента, применяемого
при добыче, сборе и транспорте нефти и газа, обслуживании и ремонте скважин;

– выполнять
основные технологические расчеты по выбору наземного и скважинного
оборудования;

– проводить
профилактический осмотр оборудования.

Настоящие методические указания содержат задания,
которые позволят овладеть знаниями, умениями и навыками по специальности/профессии
21.02.01Разработка и эксплуатация нефтяных и газовых месторождений, и
направлены на формирование следующих компетенций:

ПК 2.1.	Выполнять основные технологические расчеты по выбору наземного и скважинного оборудования
ПК 2.2.	Производить техническое обслуживание нефтегазопромыслового оборудования
ПК 2.3.	Осуществлять контроль работы наземного и скважинного оборудования на стадии эксплуатации
ПК 2.4.	Осуществлять текущий и плановый ремонт нефтегазопромыслового оборудования
ПК 2.5.	Оформлять технологическую и техническую документацию по эксплуатации нефтегазопромыслового оборудования
ОК 1.	Понимать сущность и социальную значимость своей будущей профессии, проявлять к ней устойчивый интерес
ОК 2.	Организовывать собственную деятельность, определять методы и способы выполнения профессиональных задач, оценивать их эффективность и качество
ОК 3.	Решать проблемы, оценивать риски и принимать решения в нестандартных ситуациях
ОК 4.	Осуществлять поиск, анализ и оценку информации, необходимой для постановки и решения профессиональных задач, профессионального и личностного развития
ОК 5.	Использовать информационно-коммуникационные технологии для совершенствования профессиональной деятельности
ОК 6.	Работать в коллективе и команде, обеспечивать ее сплочение, эффективно общаться с коллегами, руководством, потребителями
ОК 7.	Ставить цели, мотивировать деятельность коллектива исполнителей, организовывать и контролировать их работу с принятием на себя ответственности за результат выполнения заданий
ОК 8.	Самостоятельно определять задачи профессионального и личностного развития, заниматься самообразованием, осознанно планировать повышение квалификации
ОК 9.	Ориентироваться в условиях частой смены технологий в профессиональной деятельности

Каждое практическое занятие содержит: тему, цель работы, форму
контроля, форму проведения, оснащение рабочего места, порядок выполнения
практического занятия, методические указания к заданию, само задание, задания
для закрепления темы, критерии оценивания, информационное обеспечение (порядок
оформления каждого практического занятия может иметь свою структуру в
зависимости от темы и характера деятельности: репродуктивный, частично-поисковый,
поисковый).

Перечень лабораторных работ/практических занятий представлен
в таблице 1

Таблица 1

№ п/п	Тема практического занятия	Форма контроля	Количество часов
60	Построение схем насосов объемного действия	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	2
61	Определение высоты всасывания поршневых насосов	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	2
62	Расчет производительности насоса	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	2
63	Расчет гидравлической и приводной мощности, КПД и мощности двигателя	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	2
64-65	Гидравлический расчет поршневого насоса	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	4
66-67	Изучение основных узлов поршневых насосов	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	4
68	Определение усилий в основных деталях поршневых насосов	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	2
69-70	Построение рабочих характеристик центробежных насосов	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	4
71-72	Конструкция основных узлов центробежных насосов	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	4

73-74	Конструкция основных узлов и деталей поршневых компрессоров	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	4
75	Расчет охлаждения компрессоров	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	2
76	Определение производительности поршневых компрессоров, работы на сжатие единицы массы газа и эффективной мощности	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	2
77	Расчет мощности двигателя центробежного компрессора	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	2
78	Неисправности, возникающие при работе центробежных компрессоров, способы устранения	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	2

79	Проверочный расчет работающего фонтанного подъемника	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	2
80	Расчет фонтанного подъемника по конечным и начальным условиям фонтанирования	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	2
81	Подбор и установка газлифтных клапанов	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	2
82	Расчет компрессорных подъемников	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	2

83-84	Изучение конструкций узлов насоса	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	4
85-86	Расчет подачи скважин насосов	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	4
87	Основные неисправности при работе насосов, индикаторные динамограммы. Динамометрирование	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	2
88	Расчет НКТ на прочность, расчет резьбы на страгивающею нагрузку	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	2
89-90	Выбор и расчет насосных штанг	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	4
91-92	Изучение конструкции узлов станка-качалки	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	4
93-94	Определение нагрузок на головку балансира	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	4
95-96	Уравновешивание станка-качалки	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	4

97-98	Изучение конструкции узлов погружного агрегата	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	4
99-100	Подбор оборудования для эксплуатации скважины УЭЦН	Проверка и оценка письменных работ преподавателем	4

Практическое занятие № 60

Тема: Построение
схем насосов объемного действия

Цель работы: научиться работать со схемами насосов объемного действия

Форма проведения: индивидуальная

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем Оснащение
рабочего места: методические
рекомендации, учебник С.Л.Никишенко «Нефтегазопромысловое оборудование»

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучение теоретического
материала

2.
Работа со схемами

3.
Ответы на вопросы

Методические указания по выполнению заданию:

Поршневой жидкостный насос является одним из первых
представителей насосов. Механическое вытеснение жидкости является одним из
первых принципов перекачивания жидкости.

Отличительной особенностью поршневых насосов от других
объемных гидромашин является необратимость их действия на воду. Другими словами
такие насосы не могут работать в качестве гидроприводов.

В настоящее время конструкция поршневого насоса претерпела
множество улучшений и современный вариант имеет прочный корпус и обладает
широкими возможностями для взаимодействия.

Принцип работы поршневого насоса

Работа поршневого жидкостного насоса основана на принципе
вытеснения. Основными рабочими органами такого оборудования являются: цилиндр и
поршень. Поршень перемещается в цилиндре совершая возвратно-поступательное
движение.

Работа поршневого насоса в
общем случае выглядит следующим образом

В цилиндре (позиция 8) перемещается поршень (позиция 7),
жестко соединенный со штоком (позиция 9), являющимся исполнительной частью
приводного кривошипно-шатунного механизма. При ходе поршня “вправо” полезный
объем цилиндра, т.е. объем, заполняющийся жидкостью, увеличивается, вследствие
чего давление в нем уменьшается.

Всасывающий клапан (позиция 4) при этом поднимается,
жидкость под действием внешнего давления на ее поверхности, чаще всего
атмосферного, входит в цилиндр через сосун (позиция 1), открытый обратный
клапан (позиция 2) и всасывающую трубу(позиция 3).

При ходе поршня “влево” жидкость, ранее вошедшая в цилиндр,
выталкивается движущимся поршнем. Давление в цилиндре насоса при этом
повышается. Всасывающий клапан (позиция 4) закрывается, а нагнетательный
клапан(позиция 5) поднимается и жидкость из цилиндра поступает в нагнетательный
трубопровод (позиция 6). Подача жидкости в нагнетательный трубопровод происходит
вследствие вытеснения из цилиндра движущимся поршнем предварительно засосанной
жидкости.

Плунжерные насосы высокого давления

Плунжерный насос – это разновидность насосов вытеснения.
Отличием плунжерного насоса является рабочий орган – плунжер. Его задачей
является перемещение вдоль оси цилиндра. Перемещаются плунжеры за счет
электропривода, раскручивающего коленвал.

Всасывание жидкости в цилиндр насоса происходит при
движении плунжера вверх. При этом всасывающий клапан К1 поднимается и жидкость
под действием внешнего давления входит в цилиндр насоса. При возвратном
движении плунжера вниз клапан К1 прижимается к своему гнезду, закрывая его, а
нагнетательный клапан К2 открывается, пропуская вытесняемую из цилиндра
жидкость в нагнетательный трубопровод.

Плунжер 1 насоса в работе соприкасается только с элементами
сальника 2, уплотняющими плунжер в цилиндре. При этом тщательность уплотнения достигается сжимаемой сальниковым стаканом
набивкой, уменьшающей трение и износ соприкасающихся поверхностей. Благодаря
этому цилиндр плунжерного насоса не изнашивается, а служит только емкостью,
заполняемой и опорожняемой в зависимости от направления движения плунжера.

Классификация поршневых насосов

Теперь, когда Вы знаете особенность этих двух типов
оборудования, предлагаем выделить их основную классификацию:

По видам действия:
поршневой насос простого действия – рабочая одна
сторона поршня;
поршневой насос двойного действия – обе стороны
поршня рабочие;

По типам расположения цилиндров:
горизонтальный;
вертикальный.

По видам приводов:
приводной – работает от двигателя, соединенного с
насосом через шатун;
прямого действия – смонтирован на общем штоке с
паровой машиной.

Устройство поршневого насоса

В основу устройства поршневых насосов входит полый
металлический цилиндр, в котором протекают все рабочие процессы.

Поршневой насос для воды в общем случае состоит из:
1. клапанов
2. поршня, перемещающегося в цилиндре
3. шатунного механизма
4. кривошипа

Назначение клапанов состоит в том, чтобы впускать воду, при
этом препятствуя её движению назад. В роли клапанов в зависимости от
конструкции может выступать шарик или мембрана.

Гидравлические поршневые насосы в качестве уплотняющего
элемента в обратном клапане используют шарик, изготовленный из стекла, пластика
или металла.

В мембранно поршневой насос в качестве клапана устанавливается резиновая
пластина (мембрана), закрепленная с одной стороны.

Перемещение поршня в цилиндре достигается благодаря
вращению кривошипа, закрепленного на одном валу с электродвигателем.

В устройство поршневого насоса современного типа входит несколько клапанов,
штоки которых закреплены на одном кривошипе. Вращаясь в подшипниках такие
регулируемые насосы поршневого типа способны обеспечить стабильную подачу.

Плунжерные насосы высокого давления способны работать с
водной средой и любыми жидкостями, наподобие воды, которые отличаются низкой
вязкостью и не могут вступать в реакцию с металлическими деталями оборудования.
Прибор работает, как дозатор. Плунжерный насос может быть ручной или
автоматический. При этом дозировочный насос осуществляет перекачку жидкости за
счёт высокого давления.

В отличие от поршневого особенностью плунжерного насоса
является отсутствие внутреннего уплотнения поршня. Это приводит к широкому
использованию их в области высоких давлений.

При этом плунжерный насос высокого давления обладает рядом
преимуществ:
   насос довольно прост в монтаже
  управлять плунжерным насосом высокого давления не
составляет большого труда
  предусмотрена система смазки, позволяющая легко к ней
добраться
  есть возможность отрегулировать плунжерный насос
высокого давления на выход нужного рабочего давления

Кроме того конструктивно выделяются аксиально и радиально поршневые типы насосов.

Отличие поршня от плунжера

По конструкции рабочего органа, вытесняющего жидкость из
цилиндра, поршневые насосы бывают с дисковым поршнем и плунжерные.

Поршень насоса (на рисунке слева) имеет вид диска,
уплотнение которого в цилиндре осуществляется с помощью специальных пружинящих
разрезных металлических(а чаще всего чугунных) колец. Тщательное уплотнение
дискового поршняв цилиндре может быть осуществлено также с помощью резиновых
или кожанных манжет.

В отличии от поршня, плунжер (на рисунке справа) – это
пустотелый цилиндр, длина которого намного больше диаметра. Он перемещается в
уплотняющем сальнике не соприкасаясь со стенками рабочего цилиндра. Плунжеры
изготавливаются в виде стержня(штока).

Рабочие характеристики

Подача поршневого насоса

Подачей насоса называется объемное количество жидкости,
подаваемое насосом в нагнетательный трубопровод в единицу времени. Это
определение относится ко всем насосам независимо от типов их конструкций.

Подача поршневого насоса Q выражается произведением
вытесненного за один ход объема V на число рабочих ходов за единицу времени.

Объем V=f*S, где f – площадь поршня, а S – его ход.

Подача

Q = f*(S*i/60), где i – число ходов в минуту.

S*i/60 = Vср – средняя скорость движения поршня с учетом
перемещения только при рабочем ходе.

Таким образом Q = f*Vср

Если рассматривать характеристику насоса, то подача поршневого насоса циклически изменяется
во времени, график подачи жидкости в напорный трубопровод для насоса
одностороннего действия имеет прерывистый характер.

В целях выравнивания графика подачи применяют поршневые
насосы двойного действия.

Подача плунжерного насоса

Подача
плунжерного насоса тройного действия равна утроенной подаче насоса одинарного
действия.

Q = 3*f*(S*i/60)

Трехплунжерный насос создает в сравнении с поршневыми
насосами равномерную подачу жидкости в систему нагнетания и, как
правило, не нуждается в установке специальных устройств для выравнивания
графика подачи.

Это свойство является существенным достоинством данного
типа насосов.

Мощность и КПД

Мощность и КПД поршневого и плунжерного насоса это основные
характеристики, говорящие о качестве работы оборудования. КПД – коэффициент
полезного действия – говорит о потерях в насосе и складывается из двух величин.

Гидравлический КПД – это потери мощности на гидравлические
сопротивление:

Механический КПД – показывает механические потери в
оборудовании, такие как трение и т.д.

Полезная мощность поршневого насоса:

N = Q · ρ · g · H,
где Q – подача насоса;
ρ – плотность воды;
Н – полная высота подъема жидкости.

Задание:
Начертите схемы и кратко опишите их

По
числу действия различают насосы:

а)
одностороннего действия, когда один ход поршня, сопровождается всасыванием
жидкости, а другой – нагнетанием (рисунок 1)

Рисунок
1 Рисунок
2 Рисунок 3

б)
двухстороннего действия, когда каждый ход поршня сопровождается процессами
всасывания и нагнетания (рисунок 2).

в) дифференциального действия (рисунок 3), в котором – совершается один процесс
всасывания при ходе поршня вправо и два процесса нагнетания. При ходе вправо
жидкость нагнетается из камеры Б, а при ходе влево из камеры А часть жидкости
протекает в камеру Б, а другая – в напорный трубопровод, улучшая равномерность
ее поступления.

Предположим,
что поршень движется с некоторой средней скоростью. Тогда объем жидкости,
вытесняемый поршнем в единицу времени, будет представлять собой идеальную
подачу насоса (среднюю подачу).

Обозначим:
площадь поршня – F, площадь сечения штока – f, длину хода поршня S, число
двойных ходов поршня в единицу времени п. Представим, характерные
конструктивные схемы гидравлической части однопоршневых насосов с их идеальными
подачами в таблице 1.

Таблица
1

Наименование насоса	Конструктивная схема	Объем, вытесняемый за ход	Подача в 1 с	Примечание
Одно-поршневой одностороннего действия
Одно-поршневой дифференциального действия
Одно-поршневой двойного действия

Вопросы для закрепления

1.
Как работает поршневой
насос?

2.
Виды по числу действия?

3.
Чем отличаются схемы?

4.
Что необходимо знать, чтобы
начертить схему?

Критерии
оценивания:

Оценка 5 – все
схемы зачерчены верно, есть описание каждой схемы

Оценка 4 – не все
схемы зачерчены верно, есть описание каждой схемы

Оценка 3 – не
схемы зачерчены верно, нет описания каждой схемы

Оценка 2 – все
схемы зачерчены не верно, отсутствует описание схем.

Информационное обеспечение:

С.Л.
Никишенко «Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 61

Тема: Определение
высоты всасывания поршневых насосов

Цель
работы: формирование умения
определять значение допускаемой высоты всасывания поршневого насоса; в
результате анализа полученных результатов определять факторы, влияющие на
высоту всасывания; определять схему расположения насоса относительно приемной
емкости.

Форма проведения: индивидуальная

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ преподавателем

Оснащение рабочего места: методические рекомендации, учебник С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить теоретический материал

2.
Решить задачу

3.
Сделать рисунок к задаче

4.
Ответить на вопросы

Методические
указания по выполнению задания:

Под
процессом всасывания понимается захват жидкости из приемной емкости и
поступление ее в цилиндр насоса через всасывающий клапан. В большинстве случаев
приемная емкость установлена ниже уровня насоса. Во время процесса всасывания,
в цилиндре насоса и во всасывающей трубе создается разряжение, и под влиянием
внешнего атмосферного давления Р₀ и разряжения внутри цилиндра
Р_ВС, жидкость из емкости поднимается в цилиндр, открывая всасывающий
клапан. Работа всасывания определяется энергией, соответствующей разности этих
давлений:

Эта энергия расходуется на преодоление высоты
всасывания, гидравлических потерь во всасывающем трубопроводе, преодоление сил
инерции жидкости, а также поднятие всасывающего клапана.

Общее
уравнение всасывания:

Степень разряжения в цилиндре Р_В не
может быть меньше упругости паров перекачиваемой жидкости, т.к. выделение газов
и паров при этом приведет к срыву процесса нагнетания.

Для
подсчета высоты всасывания Н_В предлагается выражение,
выведенное из условия, что гидравлические сопротивления во всасывающей линии
достаточно малы, вследствие ее небольшой длины и прямолинейности. Основные же
потери энергии, связаны с преодолением сил инерции жидкости во всасывающем трубопроводе.

Задание: решите задачу

Исходные
данные:

–
тип насоса ЗИФ-Р-200/40,

–
частота вращения кривошипного вала насоса n = 81 мин^-1,

–
допустимое разряжение в полости цилиндра Р_В= 0,0266 МПа,

–
диаметр D_В = 75 мм и длина l_В = 6 м всасывающей
линии,

–
диаметр цилиндра D_ц = 85 мм и длина хода поршня S = 140 мм
насоса,

–
плотность, перекачиваемой жидкости r = 1050 кг/м³,

–
потери напора на поднятие всасывающего клапана h_к = 0,5 м (для
всех вариантов).

Произведя
вычисления и получив ответ, проанализировать, как располагаются между собой
приемная емкость и насос, а также изобразить схему их взаимного размещения с
указанием размеров.

Заключение: высота
всасывания имеет положительное значение, следовательно, приемная емкость может
находиться ниже оси цилиндров насоса, на высоту всасывания в данном случае
оказало большое влияние значительное число двойных ходов и высокая плотность
жидкости.

Задания для закрепления темы:

1.
От чего зависит подача поршневого насоса?

2.
Как определяется объемный коэффициент подачи?

3.
Как изменяется скорость движения поршня в течение хода?

4.
От чего зависит допустимый вакуум в цилиндре?

5.
Каким образом число двойных ходов поршня влияет на высоту

Критерии
оценивания:

Оценка 5 – записаны
основные формулы и их пояснение, задача решена верно, есть схема к задаче,
ответы на вопросы точные и полные

Оценка 4 – записаны
основные формулы и их пояснение, задача решена верно, но с неточностями, есть
схема к задаче, ответы на вопросы точные, но не полные

Оценка 3 – записаны
основные формулы без пояснения, задача решена не совсем верно, есть схема к
задаче, ответы на вопросы не точные

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена не верно, нет схема к
задаче, нет ответов на вопросы

Информационное обеспечение:

С.Л.
Никишенко «Нефтегазопромысловое оборудование»

https://studopedia.ru/17_5019_primer-vipolneniya-zadaniya.html

Практическое занятие № 62

Тема: Расчет
производительности насоса

Цель работы: научиться определять теоретическую подачу насосов
объемного действия;

научиться определять действительную подачу насосов
объемного действия.

Форма проведения: индивидуальная

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить теоретический материал

2.
Оформить примеры задач

3.
Решить задачу

4.
Ответить на вопросы

Методические указания по выполнению задания:

Насос – это гидравлическая машина,
предназначенная для преобразования механической энергии двигателя, приводящего
насос в действие, в механическую энергию перекачиваемой жидкости.

По принципу действия, насосы
подразделяются на гидродинамические (турбонасосы) и гидростатические
(объемные).

К объемным насосам относятся: поршневые,
плунжерные, диафрагменные, шестеренчатые.

В поршневом насосе, перекачивающем
жидкость, происходит поочередное заполнение жидкостью рабочих камер и ее
вытеснение в результате соответственно увеличения или уменьшения их объема.

Теоретическая подача насоса
определяется суммой объемов, описываемых поршнями в единицу времени по
следующим формулам:

для одноцилиндрового насоса одинарного
действия

Q_T= Fsn

для одноцилиндрового насоса двойного действия

Q_T= (2F – f) sn;

для двухцилиндрового насоса двойного
действия

Q_T= 2 (2F – f) sn;

для трехцилиндрового насоса простого
действия

Q_T= 3Fsn

в общем виде

Q_T = αzFsn

где α – коэффициент, учитывающий объем,
занимаемый штоком, α = 1 – (f / 2F);

f – площадь поперечного сечения штока;

n – частота
вращения вала кривошипа в единицу времени;

z – число рабочих цилиндров насоса.

Действительная подача насоса Q всегда меньше
теоретической Q_T. Это обусловлено:

а) утечками жидкости через уплотнения
штока или поршня в атмосферу;

б) перетоком жидкости через уплотнения
поршня внутри цилиндра;

в) утечками жидкости в клапанах вследствие
их негерметичности и запаздывания закрывания;

г) подсосом воздуха через уплотнения
сальника;

д) дегазацией жидкости в цилиндре
насоса вследствие снижения давления в рабочей камере;

е) отставанием жидкости от движущегося
поршня.

Утечки, перечисленные в п.п. а), б) и
в), учитываются коэффициент утечек α_у, явления, перечисленные
в п.п. г) д) и е), коэффициент наполнения α_н.

Произведение коэффициентов утечек и
наполнения называется коэффициентом подачи α, который характеризует
отношение действительной подачи насоса к теоретической,

α = α_уα_н =
Q / Q_T .

Коэффициент подачи зависит от качества
уплотнений, степени их изношенности, свойств перекачиваемой жидкости и режима
работы насоса. В реальных условиях коэффициент подачи колеблется от 0,85 до 0,98.

Зная диаметр поршня, определяем площадь поршня:

F = πD² /
4.

Если насос двойного действия необходимо рассчитать
площадь поперечного сечения штока

f = πd² /
4.

Затем рассчитываем теоретическую подачу данного
насоса

Q_T = [1 – (f / 2F)]zFsn.

Для определения фактической (или действительной)
подачи необходимо учесть коэффициент подачи

α = Q_Ф/Q_T .

Пример решения
задачи

Задача.
Одноцилиндровый насос двойного действия имеет поршень диаметром D = 160 мм, шток
диаметром d = 60 мм, длину хода поршня s = 0,5 м, частоту двойных ходов n = 1,5с^-1,
коэффициент подачи α = 94%. Определить действительную подачу насоса.

Дано:

D = 160 мм

d = 60 мм

s = 0,5 м

α = 94%

n = 1,5с^{-1

.}

Q , м³/с
– ?

Решение.

Находим площадь поршня

F = πD² /
4 = 3,14 * (0,16)² / 4 = 0,020 м².

Т.к. насос двойного действия находим площадь
поперечного сечения штока

f = πd² /
4 = 3,14 * (0,06)² / 4 = 0,003 м².

Теоретическая подача насоса будет равна

Q_T = (2F – f) sn = (2 * 0,020 – 0,003) * 0,5 * 1,5 = 0,028 м³/с.

Действительная подача насоса

Q = α * Q_T=
0,94 * 0,028 = 0,026 м³/с.

Задание по вариантам:

Дан- ные	Варианты
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Тип насоса	1-но цил. прост. действ	1-но цил. 2-го действ	2-х цил. 2-го действ	3-х цил. прост. действ	1-но цил. прост. действ	1-но цил. 2-го действ	2-х цил. 2-го действ	3-х цил. прост. действ	1-но цил. прост. действ	1-но цил. 2-го действ
D, мм	50	185	180	50	100	180	100	185	120	160
d, мм	–	80	70	–	–	70	40	–	–	65
s, м	0,12	0,125	0,25	0,4	0,45	0,5	0,6	0,65	0,12	0,125
n, с^-1	1,7	1,5	1,42	1,33	1,17	1,1	1,0	0,92	1,7	1,5
α, %	85	86	87	88	89	90	91	92	93	94

Дан- ные	Варианты
11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
Тип насоса	2-х цил. 2-го действ	3-х цил. прост. действ	1-но цил. прост. действ	1-но цил. 2-го действ	2-х цил. 2-го действ	3-х цил. прост. действ	1-но цил. прост. действ	1-но цил. 2-го действ	2-х цил. 2-го действ	3-х цил. прост. действ
D, мм	120	100	130	140	130	180	140	130	140	120
d, мм	50	–	–	60	55	–	–	55	60	–
s, м	0,25	0,4	0,45	0,5	0,6	0,65	0,12	0,125	0,25	0,4
n, с^-1	1,42	1,33	1,17	1,1	1,0	0,92	1,7	1,5	1,42	1,33
α, %	95	96	97	98	85	86	87	88	89	90

Дан- ные	Варианты
21	22	23	24	25	26	27	28	29	30
Тип насоса	1-но цил. прост. действ	1-но цил. 2-го действ	2-х цил. 2-го действ	3-х цил. прост. действ	1-но цил. прост. действ	1-но цил. 2-го действ	2-х цил. 2-го действ	3-х цил. прост. действ	2-х цил. 2-го действ	1-но цил. прост. действ
D, мм	160	120	160	130	180	100	185	140	50	185
d, мм	–	50	65	–	–	45	80	–	20	–
s, м	0,45	0,5	0,6	0,65	0,12	0,125	0,25	0,4	0,45	0,5
n, с^-1	1,17	1,1	1,0	0,92	1,7	1,5	1,42	1,33	1,17	1,1
α, %	91	92	93	94	95	96	97	98	85	86

Задания для закрепления темы

1.
Как можно определить теоретическую
подачу насоса?

2.
Как находится мощность насоса?

3.
С помощью какой формулы
определяется КПД насоса?

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно, ответы на
вопросы точные и полные

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно, но с
неточностями, ответы на вопросы точные, но не полные

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задача решена не верно, ответы на
вопросы не точные

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задача решена не
верно, нет ответов на вопросы

Информационное обеспечение:

С.Л.
Никишенко «Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 63

Тема: Расчет
гидравлической и приводной мощности, КПД и мощности двигателя

Цель работы: научиться правильно рассчитывать мощность и к.п.д. насосов
объемного действия.

Форма проведения: индивидуальная

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить теоретический материал

2.
Решить задачи

3.
Ответить на вопросы

Методические указания по выполнению задания:

Работа насоса, совершаемая за один
оборот кривошипа,

А = FsH_пρg,

где H_п – высота подъема
жидкости.

Полным или манометрическим подъемом H_п
будет равен

H_п = h_н + h_s

где h_н –
высота нагнетания h_н = p_н/ ρg,

h_s –
высота всасывания h_s = (p_a – p_в) /
ρg

Гидравлическую или полезную мощность насоса
простого действия определяют по формуле

N_г = А n = ρgFsnH_п.

где ρ – относительная плотность
перекачиваемой жидкости,

g – ускорение свободного падения,

F– площадь
поперечного сечения поршня;

s – длина хода
поршня;

n – частота вращения вала кривошипа в единицу времени;

H_п – полный или манометрический подъем.

Более простой вид формула будет иметь,
если мощность N_г выразить через подачу насоса

N_г = ρgQH_п.

Для определения мощности приводного
двигателя необходимо учесть к.п.д. насоса

ή = N_г/N.

К.п.д. насоса определяется произведением
механического к.п.д. на гидравлический.

Таким образом, мощность, необходимая
для приведения насоса в действие,

N = QρgН / ή_гή_м.

где Q – фактическая подача насоса; Н – полная
высота подъема жидкости.

Двигатель для насоса необходимо
выбирать с учетом возможных перегрузок, а также к.п.д. передачи ή_п

N_дв = φ N / ή_п

где φ – коэффициент запаса (для больших насосов φ =
1 – 1,15, для малых насосов φ = 1,2-1,5);

ή_п – к.п.д. передачи между двигателем и
насосом (для клиноременной передачи он равен 0,92 и для цепной – 0,98).

Задача №1.

Зная
подачу насоса и давление, необходимое для подъема жидкости, можем определить полезную мощности насоса

N_г = р*Q

Для определения мощность на валу поршневого насоса
необходимо учесть к.п.д. насоса

ή = N_г/N.

Задача №2.

Зная
подачу насоса полный или манометрический подъем и плотность перекачиваемой
жидкости, можем определить полезную
мощности насоса

N_г = QρgН

Для определения мощность
на валу поршневого насоса необходимо учесть к.п.д. насоса

N = N_г/ ή.

Задача №3.

N_г = QρgН

Для определения к.п.д. насоса используем формулу

ή = N_г/N.

Пример решения задач

Задача №1.

Задача.
Определить мощность на валу поршневого насоса, если его подача Q = 0,04 м³/с,
давление необходимое для подъема жидкости р = 6,5 МПа, к.п.д. насоса ή = 0,85.

Дано:

Q = 0,04 м³/с

р = 6,5 МПа

ή = 0,85 .

N, кВт – ?

Решение.

Находим полезную мощность насоса

N_г = р*Q = 0,04 * 6,5 *
10⁶ = 260000 Вт = 260 кВт

Мощность на валу поршневого насоса будет равна

N = N_г / ή
= 260/0,85 = 306 кВт

Задача №2.

Задача. Определить мощность на валу поршневого насоса, если его подача Q = 0,05 м³/с,
полный или манометрический подъем Н = 950
м, плотность перекачиваемой жидкости ρ = 710 кг/м³, к.п.д. насоса ή
= 0,88.

Дано:

Q = 0,05 м³/с

Н = 950 м

ρ = 710 кг/м³

ή = 0,88 .

N, кВт – ?

Решение.

Находим полезную мощность насоса

N_г = QρgН =
0,05 * 950 * 10 * 710 = 337250 Вт = 337,25 кВт

Мощность на валу поршневого насоса будет равна

N = N_г /
ή = 337,25/0,88 = 383 кВт

Задача №3

Задача.
Определить к.п.д. поршневого насоса, если его подача Q = 0,025 м³/с,
полный или манометрический подъем Н = 1000
м, плотность перекачиваемой жидкости ρ = 850 кг/м³, мощность на
валу поршневого насоса N = 240 кВт.

Дано:

Q = 0,025 м³/с

Н = 1000 м

ρ = 850 кг/м³

N = 240 кВт .

ή – ?

Решение.

Находим полезную мощность насоса

N_г = QρgН =
0,025 * 1000 * 10 * 850 = 212500 Вт = 212,5 кВт

Определим к.п.д.
насоса

ή = N_г/N =
212,5/240 = 0,89.

Задание по вариантам:

Задача №1.

Дан- ные	Варианты
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Q, м3/с	0,048	0,05	0,056	0,014	0,025	0,037	0,03	0,02	0,035	0,018
р, МПа	7,2	6,0	10,5	4,8	5,5	15,3	10,4	5,2	32	21
ή	0,78	0,79	0,80	0,81	0,82	0,83	0,84	0,85	0,86	0,87

Дан- Ные	Варианты
11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
Q, м3/с	0,045	0,052	0,058	0,016	0,027	0,039	0,032	0,022	0,033	0,019
р, МПа	7,4	6,2	10,2	5,0	5,4	15,5	10,6	5,3	30	22
Ή	0,88	0,78	0,79	0,80	0,81	0,82	0,83	0,84	0,85	0,86

Дан- ные	Варианты
21	22	23	24	25	26	27	28	29	30
Q, м3/с	0,047	0,054	0,057	0,015	0,026	0,034	0,036	0,024	0,031	0,017
р, МПа	7,0	6,4	10,3	4,6	5,6	15,4	10,7	5,7	28	18
ή	0,87	0,88	0,78	0,79	0,80	0,81	0,82	0,83	0,84	0,85

Задача №2.

Дан- ные	Варианты
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Q, м3/с	0,048	0,05	0,056	0,014	0,025	0,037	0,03	0,02	0,035	0,018
Н, м	800	810	820	830	840	850	860	870	880	890
ρ, кг/м³	710	720	730	740	750	760	770	780	790	800
ή	0,78	0,79	0,80	0,81	0,82	0,83	0,84	0,85	0,86	0,87

Дан- ные	Варианты
11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
Q, м3/с	0,045	0,052	0,058	0,016	0,027	0,039	0,032	0,022	0,033	0,019
Н, м	900	910	920	930	940	950	960	970	980	990
ρ, кг/м³	810	820	830	840	850	860	870	880	890	900
ή	0,88	0,78	0,79	0,80	0,81	0,82	0,83	0,84	0,85	0,86

Дан- ные	Варианты
21	22	23	24	25	26	27	28	29	30
Q, м3/с	0,047	0,054	0,057	0,015	0,026	0,034	0,036	0,024	0,031	0,017
Н, м	1000	1010	1020	1030	1040	1050	1060	1070	1080	1090
ρ, кг/м³	910	920	930	940	950	960	970	980	990	1000
ή	0,87	0,88	0,78	0,79	0,80	0,81	0,82	0,83	0,84	0,85

Задача №3.

Дан- ные	Варианты
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Q, м3/с	0,048	0,05	0,056	0,014	0,025	0,037	0,03	0,02	0,035	0,018
Н, м	800	810	820	830	840	850	860	870	880	890
ρ, кг/м³	710	720	730	740	750	760	770	780	790	800
N, кВт	350	370	420	105	190	290	235	160	280	150

Дан- ные	Варианты
11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
Q, м3/с	0,045	0,052	0,058	0,016	0,027	0,039	0,032	0,022	0,033	0,019
Н, м	900	910	920	930	940	950	960	970	980	990
ρ, кг/м³	810	820	830	840	850	860	870	880	890	900
N, кВт	370	500	560	155	265	390	320	220	340	195

Дан- ные	Варианты
21	22	23	24	25	26	27	28	29	30
Q, м3/с	0,047	0,054	0,057	0,015	0,026	0,034	0,036	0,024	0,031	0,017
Н, м	1000	1010	1020	1030	1040	1050	1060	1070	1080	1090
ρ, кг/м³	910	920	930	940	950	960	970	980	990	1000
N, кВт	490	570	695	185	320	423	445	305	395	220

Задания для закрепления темы:

1.
Как находится работа
насоса?

2.
При помощи какой формулы
определяется мощность насоса?

3.
Как определить КПД насоса?

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно, ответы на
вопросы точные и полные

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно, но с
неточностями, ответы на вопросы точные, но не полные

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задачи решены не верно, ответы на
вопросы не точные

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задачи решены
не верно, нет ответов на вопросы

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 64

Тема: Гидравлический
расчет поршневого насоса

Цель работы: закрепить вычислительные навыки по расчетам поршневого
насоса

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить теоретический материал

2.
Записать необходимые формулы

3.
Решить задачи

4.
Ответить на вопросы

Методические указания по выполнению задания:

Основным рабочим элементом поршневого насоса является
цилиндр, в котором двигается поршень. Поршень совершает
возвратно-поступательные движения за счет кривошипно-шатунного механизма, чем
обеспечивается последовательное изменение объема рабочей камеры. За один полный
оборот кривошипа из крайнего положения поршень совершает полный ход вперед
(нагнетание) и назад (всасывание). При нагнетании в цилиндре поршнем создается
избыточное давление, под действием которого всасывающий клапан закрывается, а
нагнетательный клапан открывается, и перекачиваемая жидкость подается в
нагнетательный трубопровод. При всасывании происходит обратный процесс, при
котором в цилиндре создается разряжение за счет движения поршня назад,
нагнетательный клапан закрывается, предотвращая обратный ток перекачиваемой
среды, а всасывающий клапан открывается и через него происходит заполнение
цилиндра. Реальная производительность поршневых насосов несколько отличается от
теоретической, что связано с рядом факторов, таких как утечки жидкости,
дегазация растворенных в перекачиваемой жидкости газов, запаздывание открытия и
закрытия клапанов и т.д.

Для поршневого насоса простого действия формула расхода
будет выглядеть следующим образом:

Q = F·S·n·η_V

Q – расход (м³/с)
F – площадь поперечного сечения поршня, м²
S – длина хода поршня, м
n – частота вращения вала, сек^-1
η_V – объемный коэффициент полезного действия

Для поршневого насоса двойного действия формула расчета
производительности будет несколько отличаться, что связано наличием штока
поршня, уменьшающего объем одной из рабочих камер цилиндра.

Q = F·S·n + (F-f)·S·n = (2F-f)·S·n

Q – расход, м³/с
F – площадь поперечного сечения поршня, м²
f – площадь поперечного сечения штока, м²
S – длина хода поршня, м
n – частота вращения вала, сек^-1
η_V – объемный коэффициент полезного действия

Если пренебречь объемом штока, то общая формула
производительности поршневого насоса будет выглядеть следующим образом:

Q = N·F·S·n·η_V

Где N – число действий, совершаемых насосом за один оборот
вала.

Расчет напора

Как было отмечено выше, напор не является геометрической
характеристикой и не может отождествляться с высотой, на которую необходимо
поднять перекачиваемую жидкость. Необходимое значение напора складывается из
нескольких слагаемых, каждое из которых имеет свой физический смысл.

Общая формула расчета напора (диаметры всасывающего и
нагнетающего патрубком приняты одинаковыми):

H = (p₂-p₁)/(ρ·g) + H_г +
h_п

H – напор, м
p₁ – давление в заборной емкости, Па
p₂ – давление в приемной емкости, Па
ρ – плотность перекачиваемой среды, кг/м³
g – ускорение свободного падения, м/с²
H_г – геометрическая высота подъема перекачиваемой среды, м
h_п – суммарные потери напора, м

Первое из слагаемых формулы расчета напора представляет
собой перепад давлений, который должен быть преодолен в процессе перекачивания
жидкости. Возможны случаи, когда давления p₁ и p₂ совпадают,
при этом создаваемый насосом напор будет уходить на поднятие жидкости на
определенную высоту и преодоление сопротивления.

Второе слагаемое отражает геометрическую высоту, на которую
необходимо поднять перекачиваемую жидкость. Важно отметить, что при определении
этой величины не учитывается геометрия напорного трубопровода, который может
иметь несколько подъемов и спусков.

Третье слагаемое характеризует снижение создаваемого
напора, зависящее от характеристик трубопровода, по которому перекачивается
среда. Реальные трубопроводы неизбежно будут оказывать сопротивление току
жидкости, на преодоление которого необходимо иметь запас величины напора. Общее
сопротивление складывается из потерь на трение в трубопроводе и потерь в
местных сопротивлениях, таких как повороты и отводы трубы, вентили, расширения
и сужения прохода и т.д. Суммарные потери напора в трубопроводе рассчитываются
по формуле:

H_об – суммарные потери напора,
складывающиеся из потерь на трение в трубах H_т и потерь в
местных сопротивлениях Н_мс

H_об = H_Т + H_МС =
(λ·l)/d_э·[w²/(2·g)] + ∑ζ_МС·[w²/(2·g)]
= ((λ·l)/d_э + ∑ζ_МС)·[w²/(2·g)]

λ – коэффициент трения
l – длинна трубопровода, м
d_Э – эквивалентный диаметр трубопровода, м
w – скорость потока, м/с
g – ускорение свободного падения, м/с²
w²/(2·g) – скоростной напор, м
∑ζ_МС – сумма всех коэффициентов местных сопротивлений

Расчет потребляемой мощности насоса

Выделяют несколько мощностей в зависимости от потерь при ее
передаче, которые учитываются различными коэффициентами полезного действия.
Мощность, идущая непосредственно на передачу энергии перекачиваемой жидкости,
рассчитывается по формуле:

N_П = ρ·g·Q·H

N_П – полезная мощность, Вт
ρ – плотность перекачиваемой среды, кг/м³
g – ускорение свободного падения, м/с²
Q – расход, м³/с
H – общий напор, м

Мощность, развиваемая на валу насоса, больше полезной, и ее
избыток идет на компенсацию потерь мощности в насосе. Взаимосвязь между
полезной мощностью и мощностью на валу устанавливается коэффициентом полезного
действия насоса. КПД насоса учитывает утечки через уплотнения и зазоры
(объемный КПД), потери напора при движении перекачиваемой среды внутри насоса
(гидравлический КПД) и потери на трение между подвижными частями насоса, такими
как подшипники и сальники (механический КПД).

N_В = N_П/η_Н

N_В – мощность на валу насоса, Вт
N_П – полезная мощность, Вт
η_Н – коэффициент полезного действия насоса

В свою очередь мощность, развиваемая двигателем, превышает
мощность на валу, что необходимо для компенсации потерь энергии при ее передаче
от двигателя к насосу. Мощность электродвигателя и мощность на валу связаны
коэффициентами полезного действия передачи и двигателя.

N_Д = N_В/(η_П·η_Д)

N_Д – потребляемая мощность двигателя, Вт
N_В – мощность на валу, Вт
η_П – коэффициент полезного действия передачи
η_Н – коэффициент полезного действия двигателя

Окончательная установочная мощность двигателя высчитывается
из мощности двигателя с учетом возможной перегрузки в момент запуска.

N_У = β·N_Д

N_У – установочная мощность двигателя, Вт
N_Д – потребляемая мощность двигателя, Вт
β – коэффициент запаса мощности

Задание: решите задачи, зарисуйте схемы

1.
Плунжерный насос одинарного
действия обеспечивает расход перекачиваемой среды 1 м³/ч. Диаметр
плунжера составляет 10 см, а длинна хода – 24 см. Частота вращения рабочего
вала составляет 40 об/мин.

Требуется найти объемный коэффициент полезного действия
насоса.

Решение:

Площадь поперечного сечения плунжера :

F = (π·d²)/4 = …….

Выразим коэффициент полезного действия из формулы расхода
плунжерного насоса:

η_V = Q/(F·S·n) = ……….

2.
Двухпоршневой насос двойного
действия создает напор 160 м при перекачивании масла с плотностью 920 кг/м³.
Диаметр поршня составляет 8 см, диаметр штока – 1 см, а длинна хода поршня
равна 16 см. Частота вращения рабочего вала составляет 85 об/мин. Необходимо
рассчитать необходимую мощность электродвигателя (КПД насоса и электродвигателя
принять 0,95, а установочный коэффициент 1,1).

Решение:

Площади попреречного сечения поршня и штока:

F = (3,14·0,08²)/4 = ………

F = (3,14·0,01²)/4 = ………

Производительность насоса находится по формуле:

Q = N·(2F-f)·S·n = 2·(2·0,005024-0,0000785)·0,16·85/60 =
………….

Далее находим полезную мощность насоса:

N_П = 920·9,81·0,0045195·160 = …………

С учетом КПД и установочного коэффициента получаем итоговую
установочную мощность:

N_УСТ = 6526,3/(0,95·0,95)·1,1 = ………. кВт

3.
Трехпоршневой насос перекачивет
жидкость с плотностью 1080 кг/м³ из открытой емкости в сосуд
под давлением 1,6 бара с расходом 2,2 м³/час. Геометрическая высота
подъема жидкости составляет 3,2 метра. Полезная мощность, расходуемая на
перекачивание жидкости, составляет 4 кВт. Необходимо найти величину потери
напора.

Решение:

Найдем создаваемый насосом напор из формулы полезной
мощности:

H = N_П/(ρ·g·Q) = …………….. м

Подставим найденное значение напора в формулу напора,
выраженую через разность давлений, и найдем искомую величину:

h_п = H – (p₂-p₁)/(ρ·g)
– H_г = ………………………. м

4.
Реальная производительность
винтового насоса составляет 1,6 м³/час. Геометрические
характеристики насоса: эксцентриситет – 2 см; диаметр ротора – 7 см; шаг
винтовой поверхности ротора – 14 см. Частота вращения ротора составляет 15
об/мин. Необходимо определить объемный коэффициент полезного действия насоса.

Решение:

Выразим искомую величину из формулы производительности
винтового насоса:

η_V = Q/(4·e·D·T·n) = ………………….

5.
Насос, имеющий КПД 0,78,
перекачивает жидкость плотностью 1030 кг/м³ с расходом 132 м³/час.
Создаваемый в трубопроводе напор равен 17,2 м. Насос приводится в действие
электродвигателем с мощностью 9,5 кВт и КПД 0,95. Необходимо определить,
удовлетворяет ли данный насос требованиям по пусковому моменту.

Решение:

Рассчитаем полезную мощность, идущую непосредственно на
перекачивание среды:

N_П = ρ·g·Q·H = …………………….. = ………. Вт

Учтем коэффициенты полезного действия насоса и
электродвигателя и определим полную необходимую мощность электродвигателя:

N_Д = N_П/(η_Н·η_Д)
= ……………… = ……. Вт

Поскольку нам известна установочная мощность двигателя,
определим коэффициент запаса мощности электродвигателя:

β = N_У/N_Д = 9500/8599 = …………

Для двигателей с мощностью от 5 до 50 кВт рекомендуется
выдирать пусковой запас мощности от 1,2 до 1,15. Полученное нами значение не попадает
в данный интервал, из чего можно сделать вывод, что при эксплуатации данного
насоса при заданных условиях могут возникнуть проблемы в момент его пуска.

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, 2 задачи решены не верно, ответы на
вопросы не точные

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задачи решены
не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 65

Тема: Гидравлический
расчет поршневого насоса

Цель работы: закрепить вычислительные навыки по расчетам поршневого
насоса

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить теоретический материал

2.
Записать необходимые формулы

3.
Решить задачи

4.
Ответить на вопросы

Методические указания по выполнению задания:

Для поршневого насоса простого действия формула расхода
будет выглядеть следующим образом:

Q = F·S·n·η_V

Q = F·S·n + (F-f)·S·n = (2F-f)·S·n

Q = N·F·S·n·η_V

Где N – число действий, совершаемых насосом за один оборот
вала.

Расчет напора

Общая формула расчета напора (диаметры всасывающего и
нагнетающего патрубком приняты одинаковыми):

H = (p₂-p₁)/(ρ·g) + H_г +
h_п

H_об = H_Т + H_МС =
(λ·l)/d_э·[w²/(2·g)] + ∑ζ_МС·[w²/(2·g)]
= ((λ·l)/d_э + ∑ζ_МС)·[w²/(2·g)]

Расчет потребляемой мощности насоса

N_П = ρ·g·Q·H

Мощность, развиваемая на валу насоса, больше полезной, и ее
избыток идет на компенсацию потерь мощности в насосе. Взаимосвязь между полезной
мощностью и мощностью на валу устанавливается коэффициентом полезного действия
насоса. КПД насоса учитывает утечки через уплотнения и зазоры (объемный КПД),
потери напора при движении перекачиваемой среды внутри насоса (гидравлический
КПД) и потери на трение между подвижными частями насоса, такими как подшипники
и сальники (механический КПД).

N_В = N_П/η_Н

N_В – мощность на валу насоса, Вт
N_П – полезная мощность, Вт
η_Н – коэффициент полезного действия насоса

N_Д = N_В/(η_П·η_Д)

N_У = β·N_Д

Задание: решите задачи, зарисуйте схемы

Требуется найти объемный коэффициент полезного действия
насоса.

Решение:

Площадь поперечного сечения плунжера :

F = (π·d²)/4 = …….

Выразим коэффициент полезного действия из формулы расхода
плунжерного насоса:

η_V = Q/(F·S·n) = ……….

Решение:

Площади попреречного сечения поршня и штока:

F = (3,14·0,08²)/4 = ………

F = (3,14·0,01²)/4 = ………

Производительность насоса находится по формуле:

Q = N·(2F-f)·S·n = 2·(2·0,005024-0,0000785)·0,16·85/60 =
………….

Далее находим полезную мощность насоса:

N_П = 920·9,81·0,0045195·160 = …………

С учетом КПД и установочного коэффициента получаем итоговую
установочную мощность:

N_УСТ = 6526,3/(0,95·0,95)·1,1 = ………. кВт

Решение:

Найдем создаваемый насосом напор из формулы полезной
мощности:

H = N_П/(ρ·g·Q) = …………….. м

h_п = H – (p₂-p₁)/(ρ·g)
– H_г = ………………………. м

Решение:

Выразим искомую величину из формулы производительности
винтового насоса:

η_V = Q/(4·e·D·T·n) = ………………….

Решение:

Рассчитаем полезную мощность, идущую непосредственно на
перекачивание среды:

N_П = ρ·g·Q·H = …………………….. = ………. Вт

N_Д = N_П/(η_Н·η_Д)
= ……………… = ……. Вт

β = N_У/N_Д = 9500/8599 = …………

Для двигателей с мощностью от 5 до 50 кВт рекомендуется
выдирать пусковой запас мощности от 1,2 до 1,15. Полученное нами значение не
попадает в данный интервал, из чего можно сделать вывод, что при эксплуатации
данного насоса при заданных условиях могут возникнуть проблемы в момент его
пуска.

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, 2 задачи решены не верно, ответы на
вопросы не точные

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задачи решены
не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 66

Тема: Изучение
основных узлов поршневых насосов

Цель работы: обобщить знания по теме «Конструкция поршневого насоса» и
закрепить знания об основных узлах поршневого насоса

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить теоретический материал

2.
Заполнить таблицу

3.
Выполнить тест

Методические указания по выполнению задания:

Поршневые
насосы применяются при капитальном ремонте скважин для обеспечения циркуляции
промывочной жидкости при бурении вторых стволов, разбуривании пробок и т. д.
Поршневые насосы состоят из механической и гидравлической частей. Механическая
часть служит для передачи механической энергии от двигателя (ДВС либо
электродвигатель) к поршням, движущимся возвратно-поступательно.

Гидравлическая
часть служит для преобразования механической энергии поршней в гидравлическую
энергию перекачиваемой жидкости и для придания жидкости необходимого
направления.

Наиболее
широко применяются поршневые приводные насосы с двумя цилиндрами двухстороннего
действия или с тремя плунжерами одинарного действия, с кривошипно-шатунным
механизмом и зубчатым редуктором (рис. 1.).

Рис.
1. Поршневой насос

Приводная
часть насоса состоит из ведущего вала 1, получающего
вращающий момент от двигателя, соединенного с ним клиноременной или цепной
передачей. Ведущий вал связан с коренным валом 2 зубчатым
редуктором 3. Коренной вал с кривошипно-шатунным
механизмом 4 преобразует вращательное движение вала в возвратно-поступательное
движение ползуна. Приводная часть размещается в закрытом корпусе,
предотвращающем попадание влаги и абразива в масляный картер.

Для
предотвращения попадания бурового раствора в картер штоки поршней соединяют не
непосредственно с крейцкопфом, а через дополнительный шток, соединенный со
штоком цилиндра посредством специального отбойника. Он предотвращает попадание
бурового раствора, выливающегося через уплотнение штока в приводную часть.

Гидравлическая
часть насоса состоит из приемного коллектора 5, клапанно-распределительного
механизма, включающего всасывающие 6 и нагнетательные 7
клапаны, цилиндропоршневой группы 8, включающей цилиндровую
втулку, поршень, его шток 9 с уплотнением, нагнетательный
коллектор 10.

Гидравлическая
часть поршневого бурового насоса состоит из корпусных деталей постоянного
применения, ресурс которых равен ресурсу всего насоса в целом, и сменных
деталей с ресурсом около 100 ч, в зависимости от условий работы. К числу
быстроизнашивающихся сменных деталей поршневого насоса относятся цилиндры,
поршни (плунжеры), клапаны и сальниковые уплотнения

Клапанная коробка относится к гидравлической части насоса. В ней размещены
рабочие камеры насоса и клапаны; ее также называют цилиндром насоса. Большей
частью клапанную коробку выполняют отдельно от станины. В многоцилиндровых
насосах клапанные коробки изготавливают отдельно друг от друга или в общем блоке.

В
зависимости от рабочего давления, температуры и коррозионных свойств
перекачиваемой жидкости клапанные коробки изготавливают литыми из чугуна или
стали (углеродистой, нержавеющей). Для высоких давлений клапанные коробки
выполняют коваными, например у насосов для гидроразрыва пласта (на 50...70 МПа).

У
насосов перекачивающих загрязненные жидкости (содержащие песок), как, например
буровых или промывочных, рабочая поверхность клапанной коробки (цилиндра), по
которой перемещается поршень, быстро изнашивается. Поэтому для таких насосов
применяют сменные цилиндровые втулки, внутренняя поверхность которых обрабатывается
по высокому классу точности и подвергается термохимической обработке для
увеличения износостойкости.

У
насосов, перекачивающих щелочные и химически разъедающие жидкости, рабочие
поверхности защищают специальными облицовками.

Поршни изготавливают
из чугуна, а для высоких давлений из стали. Для уплотнения поршня в цилиндре
используют кожу, резину, металл и другие предметы. Кожа и резина хорошо
работают при перекачке холодных загрязненных жидкостей. Так, у насосов, перекачивающих
под значительным давлением жидкость, содержащую абразивные частицы (песок),
поршни снабжают резиновыми самоуплотняющимися манжетами.

Иногда
манжеты закрепляют на металлическом корпусе, и они являются сменными; в других
конструкциях резиновые манжеты привулканизируют к сердечнику и при износе
заменяют весь поршень. Поршни насосов, перекачивающих нефтепродукты, снабжают
чугунными пружинящими уплотняющими кольцами.

Плунжеры изготавливают
из чугуна или стали. Плунжеры небольшого диаметра делают сплошными, а плунжеры
диаметром более 100 мм – в виде полого стакана. В насосе плунжер
передвигается в короткой втулке и в набивке уплотняющего сальника.

Сальники устанавливают
в месте прохода штока или плунжера через стенку цилиндра для предотвращения
утечки жидкости. Фонарь сальника выполняют в виде кольца с радиальными
отверстиями для подачи и отвода смазывающей жидкости.

Нормального
уплотнения можно достигнуть только при аккуратно уложенной и затянутой
набивке. Шток должен быть ровным и с очень гладкой поверхностью. Сальник
требует большого внимания при работе насоса, так как он может оказаться
источником потерь перекачиваемой жидкости и загрязнения помещения насосной, а
также причиной пожаров при перекачке легковоспламеняющейся жидкости.

Для
набивки сальника применяют асбестовый шнур, кожаные или резиновые манжеты,
металлические кольца в зависимости от рода перекачиваемой жидкости, ее температуры
и давления.

Задание: Заполнить таблицу

Название узла/детали Материал
изготовления Назначение/применение

Оценка 5 –
таблица составлена и заполнена верно

Оценка 4 –
таблица составлена и заполнена верно, но с недочетами

Оценка 3 –
таблица составлена не полностью и заполнена не совсем верно

Оценка 2 –
таблица составлена и заполнена не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 67

Тема: Изучение
основных узлов поршневых насосов

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить теоретический материал

2.
Заполнить таблицу

3.
Выполнить тест

Методические указания по выполнению задания:

Клапаны предназначены
для периодического разобщения рабочей камеры насоса от пространства
всасывания и нагнетания,

при
этом обеспечивается движение жидкости в одном определенном направлении.

Клапан
– один из важнейших узлов, дефекты в работе которого сильно отражаются на
подаче и надежности работы насоса.

Клапаны,
устанавливаемые на всасывающей и на нагнетательной частях насоса, обычно
выполняются одинаковыми. По принципу действия они подразделяются на
самодействующие (автоматические) и принудительные действия. Самодействующие
клапаны открываются давлением жидкости на их нижнюю поверхность, а закрываются
под действием собственного веса или совместного действия веса и давления
пружины. Клапаны принудительного действия приводятся в движение от вала насоса
через передаточный механизм. Самодействующие клапаны в зависимости от рода движения
подразделяются на подъемные и откидные или шарнирные. Подъемные клапаны в свою
очередь выполняются тарельчатыми, кольцевыми и шаровыми.

Применение
клапанов того или иного типа зависит главным образом от рода перекачиваемой
жидкости и числа ходов поршня.

Наибольшее
распространение в нефтяной промышленности получили насосы, снабженные тарельчатыми
(рис. 1.13) и шаровыми клапанами, причем последние применяют преимущественно в
скважинных насосах.

При
проводке глубоких скважин применяют насосы У8-6М, У8-7М . Буровые насосы У8-6М
и У8-7М, горизонтальные, поршневые, двухцилиндровые, двойного действия,
состоят из гидравлической и приводной частей, смонтированных на общей раме.
Гидравлическая часть насоса У8-6М состоит из следующих основных узлов: двух
литых стальных гидравлических коробок, соединенных между собой снизу приемной
коробкой, а сверху корпусом блока пневмокомпенсаторов. На приемной коробке
установлен всасывающий воздушный колпак. Приемная коробка насоса соединяет
всасываемую трубу со всасывающими клапанами (рис. 1.13). Внутри гидравлических
коробок устанавливают сменные цилиндровые втулки, внутренний диаметр которых
выбирают в зависимости от требуемого давления и подачи насоса. Наружные
размеры всех втулок одинаковы. С целью повышения сроков службы втулок
внутренняя поверхность их подвергается термической обработке. Цилиндровые
втулки 2 уплотняются путем установки между буртиком
цилиндровой втулки и стаканом двух комбинированных уплотнений разделенных
стальным кольцом. Кольцо имеет по наружному и внутреннему диаметрам проточки
с отверстиями. В случае износа уплотнения через специальное отверстие в
гидравлической коробке раствор должен вытекать наружу, что и является сигналом
о неисправности уплотнения цилиндровой втулки. Цилиндровые втулки закрепляются
с помощью стакана 4 и крышки подтягиванием гаек. Цилиндровая
крышка 3 уплотняется при помощи самоуплотняющихся манжет. В
цилиндровых втулках перемещаются поршни. Поршень состоит из сердечника 2 с
конической расточкой и привулканизированных к нему двух резиновых манжет 1. Поршень
насажен на конический хвостовик штока и крепится к нему с помощью гайки 5.
Шток соединен с надставкой штока 7 (рис. 1.14), резьбовой конец которой ввинчен
в корпус ползуна.

Рис.
1.14. Буровой насос У8-7М:

1
– поршень; 2 – цилиндровая втулка; 3 -крышка цилиндра;

4
– упорный стакан; 5 – нагнетательный клапан; 6 — корпус клапанной коробки;

7
– надставка штока; 8 – шток;

9– сальниковое
уплотнение штока;

10
– корпус насоса;

11
– трансмиссионный вал; 12 – коренной вал;

13
– ведомая головка шатуна;14 – шатун;

15
– ползун; 16 – направляющие ползуна

При
вращении эксцентрикового вала, через шатуны, ползуны и штоки поршни получают
возвратно-поступательное движение. Для увеличения износостойкости штоков их
рабочая поверхность закаливается на высокую твердость. Уплотнение состоит из
корпуса направляющей втулки, упорного резинового кольца 3, четырех
уплотнительных резиновых колец , упорного кольца 2 и второй
направляющей втулки. Направляющие втулки и упорное кольцо изготавливают из
капролита. Упорное кольцо прижимается при помощи нажимной втулки 4. Подтяжка
уплотнения производится при неработающем насосе с помощью гаек и шпилек.

Для
увеличения долговечности уплотнения штоки смазываются и охлаждаются жидким
маслом.

Задание: Заполнить таблицу

Название узла/детали Материал
изготовления Назначение/применение

Задание для
закрепления темы: решите тест

1.
Гидравлическая машина,
предназначенная для преобразования механической энергии двигателя, в
гидравлическую энергию перекачиваемой жидкости называется:

а)
компрессор;

б)
пневмокомпенсатор;

в)
насос;

г)
клапан.

2.
Какие насосы относятся к
гидростатическим?

а)
поршневой, плунжерный, диафрагменный;

б)
центробежный, вихревой, осевой;

в)
поршневой, плунжерный, вихревой;

г)
диафрагменный, центробежный, плунжерный.

3.
Основные рабочие органы в гидростатических
насосах:

а)
рабочее колесо, вал, направляющий аппарат;

б)
диафрагма, цилиндр, вал;

в)
поршень, цилиндр, клапаны;

г)
клапаны, рабочее колесо, направляющий аппарат.

4.
Пространство, ограниченное
поршнем, стенками цилиндра и клапанной коробкой называется:

а)
рабочей камерой насоса;

б)
мертвым пространством;

в)
полезным объемом;

г)
максимальным объемом.

5.
По способу действия объемные
насосы различают:

а)
одинарного, двойного, диафрагменного;

б)
одинарного, двойного, дифференциального;

в)
одинарного, двойного, тройного;

г)
одинарного, двойного, поршневого.

6.
Объемные насосы средней
быстроходности, с числом двойных ходов поршня в минуту:

а)
40-80;

б)
80-150;

в)
150-350;

г)
350-500.

7.
Объемные насосы с диаметром
поршня больше 150 мм по подаче различают:

а)
малые;

б)
средние;

в)
большие;

г)
сверхбольшие.

8.
Поршень в форме диска
называется:

а)
плунжером;

б)
поршнем;

в)
диафрагмой;

г)
штоком.

9.
Насосы, развиваемые давление
Р=1…10 МПа называются:

а)
малого давления;

б)
среднего давления;

в)
высокого давления;

г)
сверхвысокого давления.

10.
Насосы двойного действия
позволяют увеличить:

а)
равномерность давления;

б)
напор насоса;

в)
равномерность подачи;

г)
подачу насоса.

11.
При ходе всасывания:

а)
объем рабочей камеры увеличивается, а давление в ней уменьшается;

б)
объем рабочей камеры уменьшается, а давление в ней увеличивается;

в)
объем рабочей камеры и давление в ней увеличиваются;

г)
объем рабочей камеры и давление в ней уменьшаются.

12.
Для уменьшения колебания
давления в трубопроводе в объемных насосах устанавливают:

а)
воздушные колпаки;

б)
уплотнения;

в)
диафрагму;

г)
манометр.

13.
Где устанавливают
пневмокомпенсаторы?

а)
на клапанах;

б)
на цилиндре;

в)
на КШМ;

г)
на трубопроводах.

14.
Количество жидкости,
нагнетаемое насосом за единицу времени называется:

а)
высотой всасывания;

б)
высотой нагнетания;

в)
подачей насоса;

г)
работой насоса.

15.
В каких пределах равен
коэффициент подачи насоса:

а)
0,45-0,85;

б)
0,85-0,95;

в)
0,45-0,98;

г)
0,85-0,98.

Оценка 5 – таблица
составлена и заполнена верно, тест решен правильно (15 из 15)

Оценка 4 – таблица
составлена и заполнена верно, но с недочетами, тест решен правильно (13-14 из
15)

Оценка 3 – таблица
составлена не полностью и заполнена не совсем верно, тест решен частично верно
(10-12 из 15)

Оценка 2 – таблица
составлена и заполнена не верно, тест решен не правильно (<9)

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 68

Тема: Определение
усилий в основных деталях поршневых насосов

Цель работы: изучить формулы для определения усилий в основных деталях
поршневого насоса

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить теоретический материал

2.
Оформить необходимые формулы с
пояснением

3.
Решить задачи

Методические указания по выполнению задания:

Гидравлическую
часть насоса рассчитывают на прочность по давлению опрессовки, а механическую
– по усилиям, действующим в его элементах при наибольшем крутящем моменте,
развиваемом приводным двигателем.

Давление
опрессовки принимают вдвое большим, чем максимальное, развиваемое насосом.
Гидравлическая часть насоса должна быть рассчитана таким образом, чтобы при
закупорке напорной линии и несрабатывании предохранительного клапана произошла
остановка двигателя, а не поломка насоса.

Клапанные
коробки и цилиндры рассчитывают на прочность по
формуле:

Где p –
давление опрессовки;

[ ]
– допустимые напряжения растяжения.

Шпильки,
крепящие крышки цилиндров, рассчитывают с учетом предварительной затяжки,
обеспечивающей герметичность стыка. Шток рассчитывается на растяжение – сжатие.
Кроме этого шток проверяется на устойчивость. Для определения критического
усилия на
шток используют формулу Эйлера:

= ,

где –
коэффициент приведенной длины, принимается равным 0,5 в предположении, что оба
конца стержня защемлены;

l-действительная длина стержня;
Е- модуль упругости первого рода;
I– момент инерции сечения.

Детали
кривошипно-шатунной группы рассчитывают общепринятыми методами на полную
долговечность насоса. Силы, действующие в кривошипно-шатунной группе,
определяют следующим образом.

Сила,
действующая вдоль шатуна,

S
= ,

где Р
– усилие, действующее на шток;
G – массы ползуна и 1/3 шатуна;
f– коэффициент трения ползуна о направляющие.
Максимальное усилие  достигается
при максимальном угле  ;
так как у большинства насосов r/l = 0,2, соответственно  = 0,98,
то
для упрощения расчета можно принять:

Задание: Оформите теоретический материал и решите
задачу

Плунжерный насос одинарного действия обеспечивает расход
перекачиваемой среды 1 м³/ч. Диаметр плунжера составляет 10 см, а
длинна хода – 24 см. Частота вращения рабочего вала составляет 40 об/мин.
Требуется найти объемный коэффициент полезного действия насоса.

Задания для закрепления темы:

1.
Как рассчитывается прочность
клапанной коробки и цилиндра?

2.
Для чего используют формулу
Эйлера?

3.
Как определить силу вдоль
шатуна?

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно, ответы на
вопросы точные и полные

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задача решена не верно, ответы на
вопросы не точные

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задача решена
не верно, нет ответов на вопросы

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 69

Тема: Построение
рабочих характеристик центробежных насосов

Цель работы: научиться определять мощность центробежных насосов;

– научиться определять к.п.д. центробежных насосов.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить теоретический материал

2.
Оформить примеры задач

3.
Решить задачу

4.
Ответить на вопросы

Методические указания по выполнению задания:

Центробежные
насосы обычно рассчитываются на определенную подачу и число оборотов. Но в
процессе эксплуатации насосы могут работать и при других значениях Q, Н и n,
отличных от расчетных. Так, с прикрытием задвижки, установленной на напорном
патрубке насоса (рис. 21), будут изменяться его подача, напор и мощность.
Подобное изменение будет наблюдаться также при наполнении напорного
резервуара, присоединенного к трубопроводу (рис. 21), и в других случаях.

Рис. 21. Схема оборудования насосной установки с центробежным насосом:
1 – насос; 2 – двигатель; 3 – передача; 4 – всасывающий трубопровод; 5 –
приемный резервуар; 6 – напорный трубопровод; 7– напорный
резервуар;
8 – задвижка; 9 – обратный клапан.

Для правильной эксплуатации насоса необходимо знать взаимосвязь
между подачей, напором, потребляемой мощностью и другими параметрами этого
насоса при различных условиях его работы. Для этой цели существуют
характеристики насосов – графики, выражающие зависимость напора, мощности и к.
п. д. насоса от его подачи при постоянном числе оборотов (рис. 42). Эти
характеристики, называемые иногда рабочими, создаются при испытании насосов в
заводских лабораториях и являются основными техническими документами,
определяющими технико-экономические свойства насоса.

При выборе для организации водоснабжения загородных домов и
участков чаще всего выбирают центробежные насосы с необходимыми рабочими
параметрами. Водяные
насосы в Минске можно приобрести в
специализированных магазинах. В зависимости от типа источника водоснабжения они
могут быть поверхностными или погружными. Поверхностные насосы применяются для
решения задач по водоснабжению на больших участках.

Из
приведенной на рисунке 1 примерной характеристики (показанной

Рис. 1. Рабочая характеристика центробежного насоса.

сплошной линией) видно, что для определенного и постоянного
числа оборотов насоса n оптимальный его режим соответствует подаче Q и
напору H при наивысшем к. п. д. При закрытой задвижке на
напорном патрубке подача насоса Q = 0, напор равен Н₀ (иногда
он достигает наибольшего значения H₀), а потребляемая
мощность N₀ составляет примерно 30% нормальной
мощности N. После открытия задвижки, то есть с началом подачи воды, напор в
некоторых насосах несколько повышается и достигает максимума, а затем начинает
уменьшаться. Левый восходящий участок (Н₀В) кривой H–Q характеризуется
неустойчивой работой насоса, так как здесь одному и тому же напору
соответствуют разные производительности. Работа насосов с подобной характеристикой
допустима только при расходах, превышающих расход Q_в.

Работа насосов с непрерывно снижающейся кривой H<Q (см.
участок Н₀В) протекает устойчиво во всех точках
кривой.

Кроме кривых H-Q; N-Q и h-Q,
на графике (рис. 42) имеется также кривая H_вак -Q,
показывающая допустимые значения вакуумметрической высоты всасывания насоса при
подаче соответствующих расходов.

Для расширения области применения центробежных насосов,
которые работают с электродвигателями переменного тока, не допускающими
изменения числа оборотов (асинхронные электродвигатели с короткозамкнутым
ротором и синхронные), применяется обрезка рабочего колеса по наружному
диаметру. При уменьшении наружного диаметра рабочего колеса не более чем на
10-15% к. п. д. насоса практически не изменяется, а подача и потребляемая
мощность уменьшаются. В соответствии с этим кривая h-Q на
графике сместится влево, а кривые H-Q и N-Q понизятся
и образуют целые полосы H-Q (области) возможной работы
рассматриваемого насоса за счет проведения указанной операции.

Насосы рекомендуется эксплуатировать только в области
высоких к. п. д. Следовательно, должна использоваться не вся полоса H-Q,
а только ее часть, соответствующая допустимым к. п. д. На практике допускается
снижение к. п. д. на 7-10% против наивысшего значения для данного насоса.
Криволинейный четырехугольник MDEF ограничивает рекомендуемую область
использования данного насоса. Подобные графические характеристики приводятся в
каталогах для предельной обрезки рабочих колес не более чем на 10-20% величины
нормального диаметра. Дальнейшая обрезка диаметра рабочего колеса не
рекомендуется, так как при этом к. п. д. насоса начинает резко снижаться.

При обрезке рабочего колеса центробежного насоса подача и
напор изменяются в соответствии с приведенными ниже уравнениями.

(4
– 1) (4
– 2)

где: Q и H –
подача и напор насоса при нормальном наружном диаметре рабочего колеса D₂;
Q₁ и H₁ – подача и напор
насоса при обрезанном колесе диаметром .

В
результате совместного решения указанных двух уравнений находим, что:

(4
– 3)

Пользуясь указанными уравнениями, можно, например, найти,
до какого размера нужно обрезать рабочее колесо насоса, чтобы обеспечить
необходимый расход Q_а и напор Н_а. Для
этого из уравнения (4-3) после подстановки заданных значений Q_а и Н_а находят
коэффициент k, входящий в указанное уравнение.

Далее, задаваясь двумя или тремя значениями расходов по
шкале Q графика (рис. 42) и пользуясь тем же уравнением
(4-3), можно определить соответствующие значения напоров. При вычислении
напоров найденное значение k в уравнении (4-3) сохраняется
постоянным. По значениям Q и Н следует
построить кривую Р-О, которая обязательно пройдет через заданную
точку А с координатами Q_а и Н_а и
пересечет кривую Н-Q в точке С. После этого, например, по
уравнению (4-1) нетрудно определить и искомый диаметр рабочего колеса :

В насосах, имеющих направляющие аппараты или уплотнения на
выходе из колеса, производится только срезка лопаток. В насосах спирального
типа (без направляющих аппаратов) обтачиваются как лопатки, так и диски колеса.

Предел
обточки рабочих колес зависит от коэффициента быстроходности, определяемого
выражением:

где:
Q – подача насоса, м³/сек;
H – напор насоса, м при n, об/мин.
Рекомендуются следующие пределы обточки:
для колес с n_s от 60 до 120..……… 20-15%;
» п_s » 120 » 200.…………. 15-11%;
» п_s » 200 » 300..………….11-7%.

Задание 1: записать материал,
формулы и описание графика рабочей характеристики ЦН

Полезная мощность лопастного насоса
равна

N_п = HgρQ,

где Н и Q соответственно
действительные напор и подача лопастного насоса.

Мощность, потребляемая лопастным
насосом, включает потери мощности в насосе и зависит, в частности, от к.п.д. насоса
ή

N = N_п/ η = HgρQ/ η.

Потери мощности в лопастном насосе
слагаются из механических потерь, потерь на дисковое трение, объемных и гидравлических
потерь.

Таким образом, к.п.д. лопастного насоса
равен произведению четырех к.п.д., соответствующих указанным потерям,

η = η_м* η_д* η_о* η_г.

Механические потери мощности происходят в местах трения – в
опорах (радиальных и осевых), у ступиц рабочих колес, в уплотнениях насоса и
зависят от, конкретной конструкции, типоразмера и качества изготовления узла, в
котором происходит трение. Теряемая при этом мощность N_м определяется
по зависимостям, приведенным в курсах деталей машин. Механический к.п.д.
насоса равен

η_м = N_п/(
N_п + N_м).

Механический к.п.д. лопастных насосов
изменяется в пределах от 0,90 до 0,98.

Потери мощности на дисковое трение зависят от величины зазора между диском рабочего
колеса и направляющим аппаратом, от шероховатости поверхностей, от температуpы
перекачиваемой жидкости. К потерям мощности на дисковое трение относятся также
потери, существующие при малых подачах насосов, когда происходит рециркуляция
потока жидкости на входе в каналы рабочего колеса и на выходе из них. Дисковый
к.п.д. насоса равен

η_д = N_п/(
N_п + N_д)

Дисковый к.п.д. лопастных насосов
изменяется в пределах от 0,85 до 0,95.

Объемные потери мощности обусловлены утечками через уплотнения рабочего
колеса, в уплотнениях вала насоса, в разгрузочной пяте и т.д. Объемные потери
определяются в основном конструктивными особенностями уплотнений насоса,
правильной их эксплуатацией. Объемный к.п.д. насоса равен

η_о = Q/Q_i= Q/(Q+ Σq),

где Σq – сумма всех утечек
жидкости.

Объемный к.п.д. лопастных нaсосов
изменяется в пределах от 0,85 до 0,98.

Гидравлические потери мощности происходят в результате преодоления сопротивлений
в подводе, рабочем колесе и отводе при движении жидкости через насос.
Гидравлические потери определяются в основном потерями на трение в рабочем
колесе и корпусе насоса, зависящими от их конструкции и качества изготовления.
Гидравлический к.п.д. насоса равен

η_г = Н/(Н +
Σh_п),

где Σh_п – сумма потерь
напора в насосе на преодоление гидравлических сопротивлений.

Гидравлический к.п.д. лопастных насосов
изменяется в пределах от 0,70 до 0,95.

К.п.д. лопастных насосов, с учетом
рассмотренных выше механического, дискового, объемного и гидравлического
к.п.д., изменяются в пределах от 0,45 до 0,86. максимальное значение к.п.д.
достигает 0,89 у наиболее мощных нефтяных центробежных магистральных насосов.

Методика решения
задач.

Задача 1.

Для определения полезной мощности
лопастного насоса пользуются формулой

N_п = HgρQ,

где Н и Q соответственно
действительные напор и подача лопастного насоса, в отличие от их теоретических
значений.

Задача 2.

Полезная (гидравлическая) мощность
лопастного насоса равна

N_п = HgρQ,

N = N_п/ η = HgρQ/ η.

Определим к.п.д. насоса

η = N_п/ N

Пример решения задач

Задача 1. Определить полезную (гидравлическую) мощность
насоса если подача насоса Q = 180 м³/ч, напор Н = 60
м, плотность перекачиваемой жидкости ρ = 820 кг/м³.

Дано:

Q = 180 м³/ч

Н = 60 м

ρ = 820 кг/м³

______________

N, кВт – ?

Решение.

Для определения полезной (гидравлической)
мощности лопастного насоса пользуются формулой

N_п = HgρQ = 60*820*10*0,05 = 24600 Вт = 24,6 кВт.

Ответ:
полезная (гидравлическая) мощность насоса равна N_п = 24,6 кВт

Задача 2. Определить
к.п.д. насоса если подача насоса Q = 1800 м³/ч, напор Н = 25
м, плотность перекачиваемой жидкости ρ = 960 кг/м³, мощность на
валу насоса N = 250 кВт.

Дано:

Q = 1800 м³/ч

Н = 25 м

ρ = 960 кг/м³

N = 240 кВт

______________

η – ?

Решение.

Полезная (гидравлическая) мощность
лопастного насоса равна

N_п = HgρQ = 25*10*960*0,5 = 120000 Вт = 120 кВт

Мощность, потребляемая лопастным
насосом, включает потери мощности в насосе и зависит, от к.п.д. насоса η

N = N_п/ η = HgρQ/η;

Отсюда к.п.д. насоса будет равен

η = N_п/ N =
120 / 240 = 0,5

Ответ:
к.п.д. насоса равен η = 0,5

Задание 2 по вариантам:

Задача 1.
Определить полезную (гидравлическую) мощность насоса, если подача насоса Q, напор Н,
плотность перекачиваемой жидкости ρ.

	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Напор насоса Н, м	170	165	160	155	150	145	140	135	130	125
Подача насоса Q, м³/ч	180	216	252	288	324	360	396	432	468	504
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	960	950	940	930	920	910	900	890	880	870
	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
Напор насоса Н, м	120	115	110	105	100	95	90	85	80	75
Подача насоса Q, м³/ч	540	576	612	648	684	720	756	792	828	864
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	860	850	840	830	820	960	950	940	930	920

	21	22	23	24	25	26	27	28	29	30
Напор насоса Н, м	70	65	60	55	50	45	40	35	30	25
Подача насоса Q, м³/ч	900	936	972	1008	1044	1080	1116	1152	1188	1224
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	910	900	890	880	870	860	850	840	830	820

Задача 2. Определить к.п.д. насоса если подача насоса Q, напор Н,
плотность перекачиваемой жидкости ρ, мощность на валу насоса N.

	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Напор насоса Н, м	25	30	35	40	45	50	55	60	65	70
Подача насоса Q, м³/ч	1224	1188	1152	1116	1080	1044	1008	972	936	900
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	960	950	940	930	920	910	900	890	880	870
Мощность на валу насоса, кВт	95	110	125	140	150	160	170	180	190	198

	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
Напор насоса Н, м	75	80	85	90	95	100	105	110	115	120
Подача насоса Q, м³/ч	864	828	792	756	720	684	648	612	576	540
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	860	850	840	830	820	960	950	940	930	920
Мощность на валу насоса, кВт	204	208	212	215	216	256	256	255	252	248

	21	22	23	24	25	26	27	28	29	30
Напор насоса Н, м	125	130	135	140	145	150	155	160	165	170
Подача насоса Q, м³/ч	504	468	432	396	360	324	288	252	216	180
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	910	900	890	880	870	860	850	840	830	820
Мощность на валу насоса, кВт	242	234	225	215	204	190	175	160	142	122

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решены верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задачи решены не верно

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задачи решены
не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 70

Тема: Построение
рабочих характеристик центробежных насосов

Цель работы: научиться определять мощность центробежных насосов;

– научиться определять к.п.д. центробежных насосов.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить теоретический материал

2.
Оформить примеры задач

3.
Решить задачу

4.
Ответить на вопросы

Методические указания по выполнению задания:

Задача 1.

Для определения полезной мощности
лопастного насоса пользуются формулой

N_п = HgρQ,

Задача 2.

Полезная (гидравлическая) мощность
лопастного насоса равна

N_п = HgρQ,

N = N_п/ η = HgρQ/ η.

Определим к.п.д. насоса

η = N_п/ N

Пример решения задач

Дано:

Q = 180 м³/ч

Н = 60 м

ρ = 820 кг/м³

______________

N, кВт – ?

Решение.

Для определения полезной
(гидравлической) мощности лопастного насоса пользуются формулой

N_п = HgρQ = 60*820*10*0,05 = 24600 Вт = 24,6 кВт.

Ответ:
полезная (гидравлическая) мощность насоса равна N_п = 24,6 кВт

Дано:

Q = 1800 м³/ч

Н = 25 м

ρ = 960 кг/м³

N = 240 кВт

______________

η – ?

Решение.

Полезная (гидравлическая) мощность
лопастного насоса равна

N_п = HgρQ = 25*10*960*0,5 = 120000 Вт = 120 кВт

Мощность, потребляемая лопастным
насосом, включает потери мощности в насосе и зависит, от к.п.д. насоса η

N = N_п/ η = HgρQ/η;

Отсюда к.п.д. насоса будет равен

η = N_п/ N =
120 / 240 = 0,5

Ответ:
к.п.д. насоса равен η = 0,5

Задание 2 по вариантам:

	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Напор насоса Н, м	170	165	160	155	150	145	140	135	130	125
Подача насоса Q, м³/ч	180	216	252	288	324	360	396	432	468	504
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	960	950	940	930	920	910	900	890	880	870
	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
Напор насоса Н, м	120	115	110	105	100	95	90	85	80	75
Подача насоса Q, м³/ч	540	576	612	648	684	720	756	792	828	864
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	860	850	840	830	820	960	950	940	930	920

	21	22	23	24	25	26	27	28	29	30
Напор насоса Н, м	70	65	60	55	50	45	40	35	30	25
Подача насоса Q, м³/ч	900	936	972	1008	1044	1080	1116	1152	1188	1224
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	910	900	890	880	870	860	850	840	830	820

	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Напор насоса Н, м	25	30	35	40	45	50	55	60	65	70
Подача насоса Q, м³/ч	1224	1188	1152	1116	1080	1044	1008	972	936	900
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	960	950	940	930	920	910	900	890	880	870
Мощность на валу насоса, кВт	95	110	125	140	150	160	170	180	190	198

	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
Напор насоса Н, м	75	80	85	90	95	100	105	110	115	120
Подача насоса Q, м³/ч	864	828	792	756	720	684	648	612	576	540
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	860	850	840	830	820	960	950	940	930	920
Мощность на валу насоса, кВт	204	208	212	215	216	256	256	255	252	248

	21	22	23	24	25	26	27	28	29	30
Напор насоса Н, м	125	130	135	140	145	150	155	160	165	170
Подача насоса Q, м³/ч	504	468	432	396	360	324	288	252	216	180
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	910	900	890	880	870	860	850	840	830	820
Мощность на валу насоса, кВт	242	234	225	215	204	190	175	160	142	122

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решены верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задачи решены не верно

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задачи решены
не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 71

Тема: Конструкция
основных узлов центробежных насосов

Цель работы: обобщить знания о конструкции узлов центробежного насоса; научиться
определять подачу динамических насосов; научиться определять напор
динамических насосов.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить теоретический материал

2.
Оформить таблицу

3.
Выполнить тест

Методические указания по выполнению задания:

Рабочее колесо. Основным узлом центробежного насоса является рабочее
колесо. В зависимости от числа рабочих колес насосы подразделяют на
одноступенчатые с одним рабочим колесом и многоступенчатые с несколькими
рабочими колесами, установленными на одном валу (Рисунок 1).

Рисунок
1 – Схема многоступенчатого центробежного насоса:

1 –
направляющий аппарат; 2 – четвертая ступень

При
этом жидкость проходит через все рабочие колеса. Суммарный напор
многоступенчатого насоса равен сумме напоров, развиваемых каждой ступенью.

Рисунок 2 – Центробежный насос с двухсторонним
подводом воды
и направляющим аппаратом.

1-корпус;
2 – рабочее колесо; 3 – втулка; 4 – всасывающий патрубок;
5 – нагнетательный патрубок; 6 – направляющий аппарат.

По
способу подвода жидкости к рабочему колесу насосы бывают с односторонним и
двусторонним подводом воды (Рисунок 2). Рабочее колесо (Рисунок 3) состоит из
переднего диска 1 с отверстием для входа жидкости и сплошного-заднего 2,
который посредством ступицы обеспечивает крепление колеса на валу. В
промежутках между дисками установлены лопатки. Для того чтобы не снижать
площадь проходного сечения рабочего колеса на входе жидкости, длина лопатки
различна.

Рисунок
3 – Рабочее колесо центробежного насоса.

Все
лопатки располагают наружными кромками к внешнему диаметру колеса. Лопатки,
располагаемые через одну, не доходят до внутренней окружности колеса.

Рабочие
колеса выполняют из чугуна, стали. Для работы в агрессивных средах применяют
лопатки из бронзы, латуни и коррозионно-стойких сталей.

Направляющий аппарат. Преобразование кинетической энергии, сообщаемой
жидкости рабочим колесом, в потенциальную происходит в направляющем аппарате
каждой ступени, который представляет собой устройство, состоящее из неподвижных
дисков с плашками (Рисунок 4).

Рисунок
4 – Направляющий аппарат центробежного насоса секционного типа.

1 –
направляющий аппарат; 2 – рабочее колесо.

В
одноступенчатых насосах или из последнего рабочего колеса многоступенчатого
насоса жидкость с большой скоростью поступает в спиральную камеру 1 (Рисунок 5).
Затем через трубный расширитель 2 (диффузор) жидкость направляется в напорный
трубопровод. Форма спиральной камеры должна обеспечить плавное снижение
скорости по направлению к выходу и минимальные потери на гидравлические
сопротивления.

Рисунок
5 – Спиральная камера центробежного насоса.

Вал насоса. Вал
насоса предназначен для передачи вращающего момента от привода насоса к рабочим
колесам.

Вал
с неподвижно посаженными на нем рабочими колесами образуют ротор насоса. Для
соединения вала с рабочим колесом предусмотрено соединение шпоночного типа. Вал
является наиболее нагруженной и ответственной деталью насоса.

Валы
изготовляют из высокопрочных сталей. Они имеют ступенчатую форму (Рисунок 2).

К средней части 3 вала со шпонкой 6 крепится
рабочее колесо. На концах вала имеются шейки 1 под подшипники. В зонах 2
расположены защитные втулки 7 и 8, а на участке 4 – соединительная полумуфта,
на конец шейки вала надета зажимная гайка 9 упорного подшипника. Метка 5 служит
для правильной сборки ротора.

Соединительные муфты. Для передачи вращательного момента от двигателя
ротору в центробежных насосах применяют в основном соединительные
втулочно-пальцевые, зубчатые и упругие муфты.

Втулочно-пальцевые
муфты (Рисунок 7) имеют широкое распространение, что обусловлено простотой их
изготовления и низкой стоимостью.

Они дополнительно выполняют функции амортизаторов
(в муфтах имеются упругие элементы). Так как упругие элементы таких муфт
обладают низкими прочностными свойствами, то область их применения
ограничивается насосами средней и низкой мощности.

Рисунок
7 – Пальцевая муфта.

1-уплотнение
(фетровый сальник); 2 – втулка привода: 3 – прокладка; 4 — втулка насоса;
5-полумуфта привода; 6-полумуфта насоса

У
зубчатых муфт (Рисунок 8) все детали выполнены из металла. Незначительные
перекосы и осевые смещения валов обусловлены перемещениями в зубчатом
зацеплении.

Зубчатая
муфта состоит из двух обойм с внутренними зубьями, в зацеплении с которыми
находятся зубья втулок, установленных на концах соединяемых валов. Зубчатые
муфты надежны в работе и не имеют быстроизнашивающихся деталей. Они способны
передавать высокие нагрузки и работать при высоких частотах вращения независимо
от направления вращения. Следует отметить, что полость муфты необходимо
заполнять маслом.

Рисунок
8 – Зубчатая муфта.

1-уплотнение
(фетровый сальник); 2 – втулка привода: 3 – прокладка; 4 – втулка насоса;
5-полумуфта привода; 6-полумуфта насоса

Упругие муфты (Рисунок 9) имеют высокую
технологичность, просты и надежны в работе. Упругий элемент состоит из пакета
фигурных стальных пластин. Пластины устанавливают на болтах между центральной
втулкой и полумуфтами (часть болтов вворачивается во втулку, а часть в
полумуфту). Упругие муфты описанной конструкции работают без смазки.

Рисунок
9 – Упругая муфта.

1 –
пакеты упругих пластин; 2 – втулка; 3 – болты; 4 – полумуфты.

Уплотнения валов. Неисправность уплотнительных узлов является
распространенной причиной остановок насосов. Эксплуатация насосов с
неисправными уплотнениями при перекачке радиоактивных, пожаро- и взрывоопасных
жидкостей может привести к серьезным авариям. Поэтому устройству и обслуживанию
уплотнений валов необходимо уделять серьезное внимание.

Наиболее
простым по конструкции и в обслуживании является сальниковое
уплотнение (Рисунок 10). Материал, из которого выполнено
уплотнение, и усилия поджатия зависят от рабочих давлений, скорости скольжения
поверхности вала, температуры и свойств перекачиваемой жидкости.

Рисунок
10 – Сальниковое уплотнение.

1 –
корпус сальника; 2 – кольца набивки; 3 – нажимная втулка.

При
небольшом перепаде давления и низких скоростях скольжения применяют манжетные
уплотнения. В современных насосах в основном используют стандартные
манжеты, которые изготавливают из резины.

Манжеты
имеют металлический каркас, придающий манжете необходимую жесткость, и пружину,
создающую предварительный обжим вала уплотняющим элементом.

Наиболее
эффективным видом уплотнения являются торцовые уплотнения, которые работают при
более значительных перепадах давлений и скоростях скольжения, чем манжетные и
сальниковые уплотнения. Кроме того, по сравнению с указанными уплотнениями
торцовые уплотнения допускают более значительное радиальное биение вала и имеют
больший срок службы.

Торцовые
уплотнения значительно сложнее по конструкции, чем сальниковые или манжетные.
Однако в условиях длительной эксплуатации они более экономичны, так как практически
не требуют затрат на обслуживание.

Конструкции
торцовых уплотнений разнообразны. Выбор их определяется условиями эксплуатации.
На Рисунок 11 показана конструкция торцового уплотнения с двумя торцовыми
парами, в пространство между которыми подается жидкость с давлением,
превышающим давление уплотнения.

Рисунок
11 – Конструкция двойного торцевого уплотнения.

1 –
вращающиеся обоймы; 2 – обоймы неподвижные; 3 – пары трения.

Такая
конструкция практически полностью исключает утечку перекачиваемой жидкости.
Уплотнение имеет вращающиеся и неподвижные контактные кольца. Нажимное
устройство, состоящее из пружины, обоймы и нажимного кольца, вращается вместе с
валом.

На
Рисунок 12 приведена схема торцевого уплотнения с одной парой трения.
Уплотнение осуществляется с помощью подвижного в осевом направлении кольца.
В этом уплотнении использовано коническое кольцо из фторопласта. Уплотнения,
выполненные по приведенной схеме, применяют при работе с агрессивными средами,
которые не содержат абразивных примесей.

Рисунок
12 – Схема торцового уплотнения с одной парой трения.

К
наиболее простым и надежным уплотнениям относятся также щелевые
уплотнения, которые применяют для уплотнения рабочих колес со стороны
всасывания, а также в качестве межступенчатых уплотнений.

В общем
случае щелевые уплотнения представляют собой цилиндрическую щель, образованную
неподвижной деталью корпуса и вращающейся втулкой, установленной на роторе.
Герметизирующая способность щелевого уплотнения зависит от длины щели и зазора
между вращающимися деталями, который устанавливается минимально возможным,
чтобы исключить возможность трения Применение щелевых уплотнений снижает
экономичность насоса вследствие утечек.

Особой
разновидностью уплотнений являются импеллеры. Они
относятся к так называемым динамическим уплотнениям, т.
е. их уплотняющая способность проявляется только при вращении вала. По
конструкции импеллеры напоминают рабочее колесо центробежного насоса и
аналогичны ему по принципу действия.

Задание: Заполнить таблицу

Название узла/детали Материал
изготовления Назначение/применение

Задания для закрепления темы: выполните тест

1.Центробежные
насосы это:

а)
насос, в котором движение жидкости и необходимый напор создаются за счёт
центробежной силы, возникающей при воздействии лопастей рабочего колеса на
жидкость

б)
один из видов объёмных гидромашин, в котором вытеснителями являются один или
несколько поршней (плунжеров), совершающих возвратно-поступательное движение

в)
насос, в котором роль поршня выполняет гибкая пластина-диафрагма, закреплённая
по краям и изгибающаяся под действием рычажного механизма или переменного
давления среды

2.Центробежные
насосы бывают:

а)
одноступенчатые и многоступенчатые

б)
только одноступенчатые

в)
только многоступенчатые

3.От
чего зависит давление, развиваемое центробежным насосом?

а)
от температуры

б)
от скорости вращения рабочего колеса

в)
от плотности жидкости

4.Для
чего предназначены центробежные насосы?

а)
предназначены для перекачки любой жидкости

б)
предназначены для увеличения скорости потока жидкости

в)
предназначены для перекачки маловязких жидкостей

5.Дан
рисунок, перечислите названия деталей:

а) 1
— рабочее колесо; 2 — вал; 3 — корпус; 4 — лопасть.

б) 1
— рабочее колесо; 2 — вал; 3 — лопасть; 4 — корпус.

в) 1
— корпус; 2 — вал; 3 —рабочее колесо; 4 — лопасть.

6.
Насос, в котором жидкость перемещается под действием центробежных сил,
называется

а)
лопастной центробежный насос;
б) дифференциальный центробежный насос

в)
поршневой насос центробежного действия

7.
Как обычно располагают установки центробежных насосов при перекачке
нефтии нефтепродуктов?

а)
ниже резервуара

б)
выше резервуара

в)
не устанавливают

8.Самовсасывающий
центробежный насос способен

а)
удалять жидкость из всасывающей линии

б)
удалять воздух из всасывающей линии

в)
ни на что не способен

9.На
сколько групп делятся центробежные насосы?

а)3

б)18

в)45

10.
В центробежных насосах различают:

а)
вакуумметрическую и геометрическую высоту всасывания

б)
геометрическую высоту всасывания

в)
вакуумметрическую высоту всасывания

11.
Кавитация — это:

а)
разрушение корпуса центробежного насоса под действием множества микроударов,
возникающих при захлопывании пузырьков паров жидкости при попадании потока из
области низкого давления (всасывание) в область высокого давления (нагнетание)

б)
разрушение лопаток и корпуса центробежного насоса под действием множества
микроударов, возникающих при захлопывании пузырьков паров жидкости при
попадании потока из области низкого давления (всасывание) в область высокого
давления (нагнетание).

в)
разрушение лопаток и корпуса центробежного насоса под действием множества
микроударов, возникающих при захлопывании пузырьков паров жидкости при
попадании потока из области низкого давления (всасывание) в область высокого
давления (нагнетание).

12.
Какой тип насоса показано на рисунке?

а)
тип К

б)
тип НД

в)
тип М

13.
Какой тип насоса показано на рисунке?

а) К

б)
НД

в) М

14.
. Какой тип насоса показано на рисунке?

а) К

б)
НД

в) М

15.
Что учитывает механический КПД?

а)
учитывает все потери при передаче энергии к насосу, трение в подшипниках,
сальниках, крейцкопфах

б)
учитывает утечку жидкости через зазоры, сальники, через закрывающийся клапан

в)
учитывает все потери напора на трение и местные сопротивления при движении
жидкости внутри насоса

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
таблица составлена и заполнена верно, тест решен правильно (15 из 15)

Оценка 4 –
таблица сос7тавлена и заполнена верно, но с недочетами, тест решен правильно
(13-14 из 15),

Оценка 3 –
таблица составлена не полностью и заполнена не совсем верно, тест решен
частично верно (10-12 из 15)

Оценка 2 –
таблица составлена и заполнена не верно, тест решен не правильно (<9)

Практическое занятие № 72

Тема: Конструкция
основных узлов ЦН

Цель работы: изучить формулы для расчета основных параметров ЦН; научиться
определять параметры насоса для разного числа оборотов; научиться определять
параметры насоса для измененного диаметра колеса.

Форма проведения: индивидуальная

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить теоретический
материал

2.
Оформить примеры задач

3.
Решить задачи

4.
Ответить на вопросы

Методические указания по выполнению задания:

Общие сведения.

При изменении частоты вращения вала
лопастного насоса характеристика насоса может быть построена с использованием
критериев подобия. Учитывая, что геометрические параметры насоса постоянны и
преобразуя зависимости: коэффициент расхода, коэффициент напора, коэффициент
мощности, можно получить формулы для определения технических показателей насоса
при изменении частоты вращения вала.

Q_l/Q₂
= n₁/n₂

Н₁/Н₂= (n₁/n₂)²

N₁/N₂
= (n₁/n₂)³

Подачу, напор и мощность при новой
частоте вращения вала можно определить из этих формул.

К.п.д. у подобных насосов, при
небольшом изменении частоты вращения вала насоса, равны. При большом изменении
частоты вращения вала насоса, к.п.д. насоса также меняется.

Подача и напор лопастного насоса, как
было показано выше, зависят от внешнего диаметра рабочего колеса D₂. Поэтому
для получения необходимых технических показателей насоса в практике применяется
обточка рабочих колес по внешнему диаметру. При уменьшении внешнего диаметра
уменьшается окружная скорость на выходе из рабочего колеса, что приводит к
уменьшению напора насоса.

Уменьшение внешнего диаметра рабочего
колеса с D_2.1до D_2.2ограничивается величиной к.п.д.
насоса. При большом уменьшении диаметра колеса к.п.д. насоса также уменьшается.

Формулы для определения технических
показателей насоса при изменении внешнего диаметра рабочего колеса

Q_l/Q₂
= D_2.1/ D_2.2

Н₁/Н₂
= (D_2.1/ D_2.2)²

Методика решения
задач.

Задача 1.

При изменении частоты вращения вала
лопастного насоса, учитывая, что геометрические параметры насоса постоянны и
преобразуя зависимости: коэффициент расхода, коэффициент напора, коэффициент
мощности, можно получить формулы для определения технических показателей насоса
при изменении частоты вращения вала.

Q_l/Q₂
= n₁/n₂

Н₁/Н₂= (n₁/n₂)²

N₁/N₂
= (n₁/n₂)³

Подачу, напор и мощность при новой
частоте вращения вала можно определить из этих формул.

Задача 2.

Подача и напор лопастного насоса,
зависят от внешнего диаметра рабочего колеса D₂.

Формулы для определения технических
показателей насоса при изменении внешнего диаметра рабочего колеса

Q_l/Q₂
= D_2.1/ D_2.2

Н₁/Н₂
= (D_2.1/ D_2.2)²

Пример решения задач

Задача 1. Определить напор, подачу и мощность насоса после
изменения частоты вращения вала если частота вращения n₁ = 40 с^-1, частота вращения измененная n₂ = 46 с^-1, подача насоса Q₁ = 180 м³/ч, напор насоса Н₁
= 60 м, мощность насоса N₁ =
30 кВт.

Дано:

n₁ = 40 с^-1

n₂ = 46 с^-1

Q₁ = 180 м³/ч

Н₁ = 60
м

N₁ = 30 кВт

______________

Н₂, м – ? Q₂, м³/ч – ? N₂, кВт – ?

Решение.

Подачу, напор и мощность при новой
частоте вращения вала можно определить из формул:

Q_l/Q₂
= n₁/n₂

Н₁/Н₂= (n₁/n₂)²

N₁/N₂
= (n₁/n₂)³

Подача насоса после изменения частоты вращения
будет равна

Q₂= (Q_l
*n₂) / n₁ =
(180*46) / 40 = 207 м³/ч.

Напор насоса после изменения частоты вращения будет
равен

Н₂= (Н₁* n₂²) / n₁²= (60*46²) / 40²
= 79,35 м.

Мощность насоса после изменения будет равна

N₂ = (N₁*n₂³)/ n₁³= (30* 46³)/ 40³= 45,6 кВт

Ответ: Подача насоса после изменения частоты вращения будет равна
Q₂= 207 м³/ч, напор насоса после изменения частоты
вращения будет равен Н₂= 79,35
м, мощность насоса после изменения будет равна N₂ = 45,6 кВт.

Задача 2. Определить напор и подачу насоса после изменения диаметра
рабочего колеса на выходе диаметр рабочего колеса на выходе D_2.1 = 460 мм, диаметр рабочего колеса после изменения D_2.2 = 450 мм, подача насоса Q₁ = 1800 м³/ч, напор насоса Н₁
= 25 м

Дано:

D_2.1 = 460 мм

D_2.2 = 450 мм

Q₁= 1800 м³/ч

Н₁ = 25
м

______________

Н₂, м – ? Q₂, м³/ч – ?

Решение.

Формулы для определения технических
показателей насоса при изменении внешнего диаметра рабочего колеса

Q_l/Q₂
= D_2.1/ D_2.2

Н₁/Н₂
= (D_2.1/ D_2.2)²

Подача насоса после изменения внешнего диаметра рабочего колеса

Q₂= (Q_l
* D_2.2) / D_2.1 = (1800*450) / 460 = 1761 м³/ч.

Напор насоса после изменения внешнего диаметра рабочего колеса

Н₂= (Н₁* D_2.2²) / D_2.1²= (25*450²) / 460² = 24
м.

Ответ: Подача
насоса после изменения внешнего
диаметра рабочего колеса Q₂= 1761 м³/ч, напор насоса
после изменения внешнего диаметра рабочего колеса Н₂= 24
м.

Задание по вариантам:

Задача 1. Определить напор, подачу и мощность насоса после изменения частоты
вращения вала если частота вращения n₁,
частота вращения измененная n₂,
подача насоса Q₁, напор
насоса Н₁, мощность насоса N₁.

Параметры	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Частота вращения n₁, с^-1	16	18	20	22	24	26	28	30	32	34
Частота вращения измененная n₂, с^-1	22	24	26	28	30	32	34	36	38	40
Подача насоса Q₁, м³/ч	180	216	252	288	324	360	396	432	468	504
Напор насоса Н₁, м	170	165	160	155	150	145	140	135	130	125
Мощность насоса N₁, кВт	122	142	160	175	190	204	215	225	234	242

Параметры	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
Частота вращения n₁, с^-1	36	38	40	42	44	46	48	50	52	54
Частота вращения измененная n₂, с^-1	42	44	46	48	50	52	54	56	58	60
Подача насоса Q₁, м³/ч	540	576	612	648	684	720	756	792	828	864
Напор насоса Н₁, м	120	115	110	105	100	95	90	85	80	75
Мощность насоса N₁, кВт	248	252	255	256	256	216	215	212	208	204

Параметры	21	22	23	24	25	26	27	28	29	30
Частота вращения n₁, с^-1	56	58	60	62	64	66	68	70	72	74
Частота вращения измененная n₂, с^-1	52	54	56	58	60	62	64	66	68	70
Подача насоса Q₁, м³/ч	900	936	972	1008	1044	1080	1116	1152	1188	1224
Напор насоса Н₁, м	70	65	60	55	50	45	40	35	30	25
Мощность насоса N₁, кВт	198	190	180	170	160	150	140	125	110	95

Задача 2. Определить напор и подачу насоса после изменения диаметра
рабочего колеса на выходе диаметр рабочего колеса на выходе D_2.1, диаметр рабочего колеса после изменения D_2.2, подача насоса Q₁,
напор насоса Н₁.

Параметры	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Диаметр рабочего колеса на выходе D_2.1, мм	450	445	440	435	430	425	420	415	410	405
Диаметр рабочего колеса после изменения D_2.2, мм	440	435	430	426	421	416	412	407	402	398
Подача насоса Q₁, м³/ч	1224	1188	1152	1116	1080	1044	1008	972	936	900
Напор насоса Н₁, м	25	30	35	40	45	50	55	60	65	70

Параметры	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
Диаметр рабочего колеса на выходе D_2.1, мм	400	395	390	385	380	375	370	365	360	355
Диаметр рабочего колеса после изменения D_2.2, мм	393	388	384	379	374	370	365	360	355	350
Подача насоса Q₁, м³/ч	864	828	792	756	720	684	648	612	576	540
Напор насоса Н₁, м	75	80	85	90	95	100	105	110	115	120

Параметры	21	22	23	24	25	26	27	28	29	30
Диаметр рабочего колеса на выходе D_2.1, мм	350	345	340	335	330	325	320	315	310	305
Диаметр рабочего колеса после изменения D_2.2, мм	345	341	336	331	327	322	317	313	308	303
Подача насоса Q₁, м³/ч	504	468	432	396	360	324	288	252	216	180
Напор насоса Н₁, м	125	130	135	140	145	150	155	160	165	170

Задания для закрепления темы:

1.
Что происходит при
изменении частоты вращения вала?

2.
Как найти КПД и мощность
ЦН?

3.
На что влияет диаметр
рабочего колеса?

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно, ответы на
вопросы точные и полные

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачаи решены верно, но с неточностями,
ответы на вопросы точные, но не полные

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задачи решены не верно, ответы на
вопросы не точные

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 73

Тема: Конструкция
основных узлов и деталей поршневых компрессоров

Цель работы: обобщить знания об узлах и деталях поршневых компрессоров

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить материал

2.
Зачертить схемы с описанием

3.
Заполнить таблицу

Методические указания по выполнению заданию:

Основные детали и конструктивные особенности поршневых
компрессоров

Поршневые компрессорные установки представляют
собой наиболее распространенный вид оборудования, который способен сжимать
воздух. Принцип работы заключается в том, что цилиндр засасывает определенное
количество воздуха, который затем сжимает поршень при движении. Для сжатия
возможно использовать обе стороны поршня (так называемый принцип двойного
действия). Двухступенчатая поршневая компрессорная установка производит воздух
с высокими показателями качества и активно применяется в производственных
процессах, где существуют строгие требования к соблюдению технологий.

Ключевыми составляющими конструкции
поршневого компрессора являются поршень, цилиндр, камера, коленчатый вал,
кривошипно-шатунный механизм, клапаны (впускной и выпускной), а также привод
(электрический, бензиновый или дизельный).

Конструкция данных компрессоров
является простой, ремонт и замена запасных частей доступной. Тем не менее,
такое оборудование нуждается в регулярной профилактике.

Типы поршневых компрессоров

В настоящее время на рынке
представлено большое разнообразие модификаций поршневых компрессоров.
Существует множество моделей одноступенчатых, многоступенчатых компрессоров,
одностороннего, двустороннего всасывания, сальниковых и бессальниковых
агрегатов и пр. Ряд поршневых компрессоров необходимо смазывать минеральными
маслами, другие в этом не нуждаются. Основные модели поршневых компрессорных
установок можно классифицировать по типу привода, уровню конечного давления,
количеству ступеней сжатия и виду исполнения.

Можно выделить следующие типы
поршневых компрессоров:

·
одинарного
(бескрейцкопфные) или двойного действия (крейцкопфные);

·
масляные
и безмасляные (сухого трения или сухого сжатия);

·
горизонтальные,
вертикальные, угловые по расположению цилиндров

·
по
количеству ступеней – многоступенчатые, одноступенчатые.

·
с различным
количеством цилиндров.

По типу привода компрессоры делятся
на установки:

·
с прямым
приводом (обеспечивают существенную экономию электрической энергии,
демонстрирует более низкий уровень шума относительно агрегатов с ременным
приводом, и имеют более высокий показатель КПД);

·
с
ременным приводом (демонстрируют меньшие динамические нагрузки при запуске
благодаря проскальзыванию ременной передачи).

По уровню давления на выходе
поршневые компрессоры делятся на агрегаты низкого давления (диапазон от 5 до 12
бар), среднего (диапазон от 2 до 100 бар) и высокого (диапазон от 0 до 1000
бар).

По количеству ступеней сжатия
поршневые компрессорные установки бывают многоступенчатыми, двухступенчатыми и
одноступенчатыми. В компрессорах многоступенчатого сжатия важно не допускать
чрезмерного повышения температуры сжимаемого газа (не более 180 °С), так как
существует опасность взрыва и возгорания.

По виду исполнения данные агрегаты
делятся на стационарные установки и мобильные (передвижные).

Материал корпуса – чугун. В корпусе
расположены цилиндр и картер. Коленчатый вал находится в картере. Масло для
смазки деталей заливают в нижнюю часть картера. В подшипниках находятся
коренные шейки коленчатого вала. Сальник как уплотнение шейки вала от утечки
хладагента. Маховик напрессован на шейке вала. Вращение от электродвигателя
через ременную передачу.

Поршневой компрессор в разрезе

Шатун и поршень соединяют поршневым
пальцем. Движение поршня до крайнего положения цилиндров на значение 2-го
радиуса кривошипа.

Уплотнение поршня: кольца. Пары
хладагента не попадают в картер.

Всасывающий и нагнетательный клапан в
камерах на головке цилиндра.

Назначение: перекрывают отверстия
между камерой и цилиндром.

Подсоединение испарителя с
всасывающим трубопроводом, конденсатор с нагнетательным трубопроводом.

По виду расположения в установке
цилиндров поршневые компрессоры подразделяют на вертикальные, горизонтальные и
угловые.


Компрессор одинарного действия
Вертикальное расположение	V-образное расположение

W-образное расположение	Ступенчатый поршень (дифференциальный)

Компрессор двойного действия (крейцкопфный)
Линейное расположение	Горизонтальные ступенчатые поршни

L-образное расположение

С оппозитными цилиндрами

V-образное расположение

W-образное расположение

Угловое размещение Цилиндры могут
размещаться в одних рядах вертикально, в других — горизонтально. В этом случае
речь о прямоугольных компрессорах. Расположение цилиндров бывает V-образным и
W-образными (компрессоры бывают по расположению цилиндров соответственно V- и
W-образными).

У-образное расположение цилиндров:

·
компрессоры
для воздуха

·
холодильные
одноступенчатые (аммиак или фреоне)

·
холодильные
двухступенчатые (аммиак)

Вертикальное размещение. У вертикальных установок
цилиндры расположены вертикально. Количество цилиндров определяет область
применения компрессора и давления на нагнетании. На рисунке ниже представлен
крейцкопфный компрессор двойного действия. На раме (материал:чугун, литая)
зафиксированы цилиндры в несколько рядов. Сколько рядов столько колен у
коленчатого вала, расположенного на коренных подшипниках. По длине коленвала и
расстоянию между цилиндрами подбирают требуемое количество подшипников. Привод
от электродвигателя посредством муфты или клиноременной передачи. Маховик – это
полумуфта на валу. Шкив привода смонтирован на торцевой части вала.

Клапаны на всасе и нагнетании –
пластинчатые, самодействующие. Такие компрессоры могут быть изготовлены с одной
до четырех ступеней сжатия и иметь одно- и двухрядное исполнение.

Вертикальный двухрядный
двухступенчатый компрессор

Горизонтальное размещение. У горизонтальных
компрессорных установок цилиндры могут размещаться как с одной стороны , так и
с двух на коленчатом валу.

Оппозитное исполнение (расположение цилиндров
с двух сторон на коленчатом валу) поршневых компрессоров средней и высокой
производительности – это результат технологического прогресса. Поршни двигаются
на встречу друг другу. Таким компрессорам присущи высокая динамичность и
уравновешенность, компактность и небольшой вес.

Установки с небольшой или средней
производительностью имеют прямоугольную конструкцию и У-образное размещение
цилиндров. Благодаря улучшенной производительности, оппозитные компрессоры чаще
используются, чем стандартные устройства.

Приведем пример горизонтального
крейцкопфного компрессора двойного действия с оппозитным размещением цилиндров.
Поршни движутся во взаимно-противоположном направлении. Такие конструкции
компактны, имеют большую скорость работы. Монтаж таких установок несложен
благодаря удобному расположению аппаратура между ступенями и магистралями.
Части компрессора при поставке могут поставляться укрупненными узлами-блоками.

Горизонтальный оппозитный
четырехрядный многоступенчатый компрессор

Цилиндры в оппозитных компрессорах могут
располагаться в 2-, 4-и 6 рядов. См. рисунок выше. Отработавшее масло в нижней
части рамы коробчатой формы (материал чугун, литая). Перегородки, расположенные
поперек ребра, стяжки и распорки сверху создают жесткость рамы основания. По
кол-ву рядов цилиндров подбирают коренные подшипники, их может быть 3, 5 и 7
соответственно. 2 упорные подшипника имеют вкладыши с тонкими стенами и
расположены у привода.

Крупные компрессоры, у которых 8
рядов цилиндров от иностранных заводов изготовителей имеют 2 отдельные рамы
(коробчатая форма). Приводной механизм размещается между рамами. Направляющие
крейцкопфов смонтированы с каждой стороны рамы и прикреплены к фланцам,
расположенным вертикально. Качающиеся опоры используют для монтажа направляющих
к раме в небольших компрессорах. Опорные лапы с жестким креплением требуются
для направляющих в других компрессорах.

Количество рядов цилиндров совпадает
с количеством шатунных шеек на коленвалах. Крепление шатунных шеек на 180° по
парам (щека общая). В компрессорах с 4 рядами разворот пары шатунных шеек на
90° относительно другой. Если 6 рядов, то разворот уже на 120°.

Чугун используют в качестве материала
литых цилиндров для первых 3х ступеней. Крышки цилиндров имеют рубашки с водным
охлаждением. Исключение 1я ступень холодильного компрессора. Сталь (кованые
цилиндры) идет в качестве материала в остальных ступенях. Для охлаждения
используют разъемные кожухи. В зависимости от размеров и кол-ва цилиндров в
ряду у них 1 или 2 качающиеся опоры. Клапаны обычно устанавливают прямоточные.

Компрессор приводится в действие от
электродвигателя с неразъемным ротором. Ротор -консольный конец вала, а
неразъемный статор – фундамент. Иногда на некоторых типах компрессоров ротор
может быть на приставном валу.

Поршни. На первых 3х ступенях сжатия
поршень двойного действия, изготовленный обточкой (скользящий тип). На
следующих ступенях ставят дифференциальные поршни. Составные части сальникового
уплотнения – это сальник, предсальник и маслосниматель.

Клапаны. Некоторые конструкции и типы
клапанов более соответствуют имеющимся условиям эксплуатации, чем другие. Для
работы в холодильных компрессорах и некоторых воздушных более подходят
полосовые клапаны на всасе. Для работы с водородом используют грибковые
клапаны, пластинчатые клапаны с прорезями и клапаны с концентрическими кольцами
как наиболее надежные. Кольцевой тип клапанов применяется для других случаев.
Клапаны на нагнетании прямоточного типа. Дисковые и пластинчатые клапаны
применяют на ступенях высокого давления и при работе с коксующимися газами с
примесями. Компрессорные клапаны могут являться самой большой единственной
причиной незапланированных остановов поршневых компрессоров.

У крупных компрессоров 2 отдельные
рамы с 2 коленчатыми валами с фланцевым подсоединением к ротору
электродвигателя. Вал у ротора смонтирован на 2х подшипниках, которые крепят к
фундаменту. Разъемный статор монтируется на фундамент.

Один коленчатый вал в компрессорах с
2мя рамами среднего класса располагают на подшипниках обеих рам
электродвигателя. На нем между рамами монтируют разъемный ротор. Вал
поворачивают вручную или электроприводом для этого на торце коленчатого вала с
другой стороны от электродвигателя устанавливают храповое колесо. Ротор привода
может быть размещен и на выносной части вала, при наличии выносного подшипника.

Для рабочих частей применяется
циркуляционная система смазки. Лубрикатор смазывает маслом цилиндр и сальник.
Насос соединен с электродвигателем через муфту, лубрикатор соединяется при
помощи редуктора. У компрессоров этого класса направляющие, крейцкопфы, шатуны,
коренные и шатунные подшипники и остальные составные части кривошипно-шатунного
механизма с одинаковыми размерами.

Задание: зачертите схемы и их описания, заполните таблицу- «Виды компрессора»

Задания для закрепления темы: составить тезисы

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
таблица заполнена верно, все схемы с описаниями, тезисы составлены грамотно

Оценка 4 –
таблица заполнена верно, не все схемы с описаниями, тезисы составлены грамотно

Оценка 3 –
таблица заполнена верно, все схемы без описания, тезисы составлены не грамотно

Оценка 2 –таблица
заполнена не верно, все схемы с описаниями отсутствуют, тезисы составлены не
грамотно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 74

Тема: Конструкция
основных узлов и деталей поршневых компрессоров

Цель работы: обобщить знания об узлах и деталях поршневых компрессоров

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить материал

2.
Зачертить схемы с описанием

3.
Заполнить таблицу

Методические указания по выполнению заданию:

Типы/виды и конструкции
поршневых компрессоров

Любой тип компрессора или установки
компрессорной предназначен для сжатия, подачи воздуха (любого газа) под
давлением. Поршневым называется компрессор, поршень которого делает
возвратно-поступательные движения, находясь в цилиндре.

В странах СНГ отдают предпочтение
поршневым компрессорам, наиболее известным среди машин, имеющих
производительность < 100 куб. метров в минуту.

Известны поршневые
компрессоры следующих типов:

Коаксиальные поршневые компрессоры

Для коаксиальных компрессоров
характерно то, что муфта соединяет коленвал с электрическим приводом, что
обеспечивает исключение потерь мощности вследствие трения. Конструктивное
исполнение данных компрессоров довольно компактно. Данные компрессорные
агрегаты отличаются методами смазки. Цилиндропоршневую группу безмасляных
компрессоров данного типа смазывать не надо. Сжатый воздух на выходе подобных
устройств не имеет масляных примесей. Аппараты такого типа популярны в пищевой
промышленности, фармацевтике, медицинских отраслях. В масляных же коаксиальных
компрессорах применяют минеральное компрессорное масло в качестве смазки. За
счет этого у данного компрессора довольно высокий ресурс. Коаксиальные
компрессоры работают в периодическом режиме, т.е. 20 минут в работе, 40 минут составляет
перерыв. Рабочее давление равно при этом восьми барам. Мощность двигателя равна
приблизительно 2,25 кВт, производительность же может достигать 200 л/мин. К
основным достоинствам данных насосных устройств можно отнести малогабаритность,
лёгкость, относительно низкую стоимость. Коаксиальные компрессоры
подразделяются на безмасляные и масляные поршневые компрессоры.

Компрессоры безмасляные

Этот тип компрессоров приемлем для
систем, в которых обязательным условием является подача чистого воздуха. В
воздухе не должно быть примесей масляной эмульсии. Двигатель для безмасляных
компрессорных устройств выпускается с мощностью 1,1 кВт, они оснащаются также
ресиверами различного объема. Данный тип компрессора обладает своими
положительными особенностями:

·
небольшого
размера;

·
не частое
обслуживание;

·
транспортировка
и перемещение осуществляется в любом положении.

От масляного компрессорного
устройства безмасляный компрессор отличается тем фактом, что воздух и смазочное
средство в нем «существуют раздельно». Дополнительная очистка способствует
обеспечению высокого качества выходного потока. Безмасляные компрессоры
подразделяются, в свою очередь, на следующие виды:

·
автомобильный
безмасляный компрессор представляет собой компактный агрегат для подкачки шин.
Обычно он не оснащается ресивером и работает от аккумулятора.

·
бытовой
компрессор, который применяется для работы с пневматическим инструментом,
например, с краскопультами. Безмасляные компрессоры поршневого конструктивного
исполнения являются отдельной категорией, осуществляя, например,
высококачественную окраску, достигая при этом идеально окрашенной поверхности.
При использовании осушителей компактного типа, для которых параметр точки росы
не должен быть выше 70 °С, полностью удаляется влага из сжатого воздуха и
исключается попадание её на окрашиваемую компрессором поверхность.
Этот факт способствует увеличению коррозионной стойкости материалов для
лакокрасочных покрытий. Большинство импортных автомобилей и часть машин
российских производителей окрашиваются на заводах при помощи безмасляных
компрессоров, имеющих адсорбционные осушители.

·
полупрофессиональный
и профессиональный безмасляный компрессор, используемый в мастерских,
лабораториях, производственных цехах, в которых обязательным условием является
подача большого объёма чистого воздуха. Эти компрессоры популярны при
использовании в фармацевтической и пищевой промышленностях. Однако, стоимость
данного вида безмасляных компрессоров этого класса высока.

Масляные компрессоры, оснащённые
прямым приводом

В ресивер данного компрессора, если
он есть, можно вместить максимально 100 л воздуха, а мощность двигателя равна
приблизительно 1,1-1,8 кВт. В сравнении с безмасляными компрессорными
аппаратами, ресурс их намного выше. Кроме того, безмасляным компрессорам
необходимо специфичное техобслуживание. Отрицательный фактор у компрессоров
этого типа несет в себе воздух, который на выходе содержит масляную эмульсию, а
это требует дооснащения компрессора фильтром. Масляные компрессоры, оснащенные
прямыми приводами, находят широкое применение при изготовлении мебели, в
автомобильном сервисе, а также при ремонтных работах, связанных с
реконструкцией фасадов.

Масляные компрессоры на ременном
приводе

В ресивер данного компрессора, если
он есть, можно вместить от 25 до максимально 100 л воздуха, а мощность
двигателя равна приблизительно 1,5-15 кВт. Благодаря ременному приводу частоту
вращения двигателя можно уменьшить, оставаясь на той же производительности. У
этих компрессоров два поршня, имеющих различную величину. Первым поршнем воздух
сжимается предварительно, второй поршень доводит воздух до нужного давления.
Данные компрессоры используются в случаях потребления большого количества
воздуха. Надёжная система охлаждения предотвращает двигатель от чрезмерного
перегрева и износа. Это позволяет использовать двигатель компрессора в
постоянном режиме работы.

Ременные поршневые компрессоры

Для ременных компрессоров характерно
то, что ременная передача соединяет коленвал с электроприводом, что
обеспечивает высокую производительность и продолжительность эксплуатации.
Компрессоры данного типа могут работать по несколько часов, причём непрерывно.
Они применяются чаще всего в строительстве, в шиномонтажных мастерских, на
станциях технического обслуживания. Мощность двигателя равна приблизительно
2,25 – 5,5 кВт. Производительность компрессора может достигать 500 л/мин.,
рабочее давление достигает 16 бар, в некоторых случаях доходит до 30 бар.
Положительный момент заключается в сжатии воздуха до требуемых значительных
параметров.

Расположение цилиндров в компрессорах
позволяет подразделить их на вертикальные компрессоры,
компрессоры горизонтального типа и угловые компрессорные
устройства.

К вертикальным компрессорным
устройствам относятся те, цилиндры которых расположены вертикально.

У горизонтальных компрессоров
цилиндры могут быть размещены с одной стороны коленвала, соответственно, они
называются горизонтальными компрессорами с односторонним размещением цилиндров.
Если же цилиндры располагаются по обе стороны вала, то компрессоры носят
название компрессоров с двухсторонним размещением цилиндров.

У угловых компрессоров
цилиндры размещены в одних рядах вертикально, а в других – горизонтально.
Это прямоугольные компрессоры. У угловых компрессоров цилиндры
могут быть наклонены, установлены V-образно и W-образно. Такие компрессоры
носят название, соответственно, V- и W-образных компрессоров.

Оппозитные компрессоры

Оппозитное исполнение типично для
компрессоров с крупной и средней производительностью. Оппозитные компрессоры –
это горизонтальные устройства, оснащенные поршнями, совершающими встречные
движения. Цилиндры их размещены по обеим сторонам коленвала. Данные поршневые
компрессоры высокодинамичны, уравновешенны, имеют малые габариты и небольшой
вес. Благодаря этому оппозитные компрессоры почти совсем вытеснили
крупногабаритные горизонтальные компрессоры.

Компрессорные устройства с малой и средней
производительностью являются, как правило, прямоугольными и компрессорами с
У-образной конфигурацией цилиндров.

Компрессоры бескрейцкопфные и
крейцкопфные

Среди современных конструкций
поршневых компрессоров следует различать бескрейцкопфные и крейцкопфные.

У бескрейцкопфных компрессоров вращательное
движение привода преобразовывается в поступательное движение поршня иначе, если
сравнивать с крейцкопфными компрессорами. Бескрейцкопфные компрессоры имеют
много положительных моментов:

·
они
компактны;

·
имеют
сравнительно простой механизм движения;

·
небольшой
вес;

·
единую
систему смазки.

Наряду с положительными моментами у компрессоров
данного типа имеется весомый недостаток: происходит утечка газа в картер через
поршень. Как следствие, картер находится в работе под давлением, а масло в нем
контактирует с перекачиваемым маслом. Бескрейцкопфные компрессоры бывают только
одинарного действия. Это не дает возможности эффективно задействовать цилиндр.

Поэтому компрессоры большой мощности
и высокого давления, а также горизонтальные компрессоры изготавливаются всегда
крейцкопфными.

В дополнение к выше описанной классификации
компрессоров сгруппируем поршневые компрессоры по определенным
признакам.

1. согласно принципу
функционирования компрессоры подразделяются на компрессоры с
цилиндрами простого и двойного действия. Дифференциальными цилиндрами
укомплектовывают только многоступенчатые компрессоры;
2. по числу ступеней – с одной ступенью, двухступенчатые,
трехступенчатые компрессоры и более. Максимальное число ступеней в современных
компрессорах, как правило, семь;
3. по числу цилиндровых узлов – одно-, двух-, трёхцилиндровые
и с большим количеством цилиндров;
4. по количеству рядов с расположенными цилиндрами:
однорядные, двухрядные и многорядные;
5. по размещению цилиндров в плоскости — угловые компрессоры и
компрессоры с U-образным размещением цилиндров;
6. Оппозитные компрессоры: горизонтальные устройства, оснащенные
поршнями, совершающими встречные движения;
7. по типу охлаждения: с водяным и воздушным. Водяным охлаждением
комплектуются компрессоры, как правило, большой производительности;
8. по производительности – мини-компрессоры, компрессоры
малой, компрессоры средней производительности и компрессоры большой
производительности;
9. по количеству поршней: одно -, двух- и трехпоршневые
компрессорные устройства.

На сегодняшний день для холодильных
установок компрессоры поршневого типа остаются самыми приемлемыми и
распространенными типами компрессоров. Они также широко используются и в
системах для кондиционирования воздуха. Имеются следующие виды поршневых
компрессоров:

·
Герметичные
компрессоры поршневые. У данного типа компрессоров двигатель напрямую спарен
с самим компрессором, находясь в одном запаянном стальном корпусе,
изготовленном из листовой стали. Поток всасываемого газа охлаждает
электрический двигатель.

·
Полугерметичные
компрессорные устройства. Двигатель непосредственно соединен с компрессором,
они размещены в чугунном корпусе, где имеется доступ для технического
обслуживания или для выполнения ремонтных работ. Электродвигатель охлаждает
всасываемый газообразный хладагент.

·
Открытые
компрессорные устройства. Компрессор размещается непосредственно в чугунном
корпусе, из которого выходит вал для подсоединения к отдельному двигателю.
Такой компрессор оснащается аварийным датчиком электронного типа для
определения недостаточности смазочного средства.

Конструкция поршневого компрессора

Компрессорное устройство
конструктивно представлено цилиндром, внутри которого располагается поршень.
Несмотря на различные виды конструктивных исполнений, компрессор поршневого
типа реализован достаточно просто. Его реализация не требует больших затрат.

Простота конструкции обеспечивает
осуществление дешевого ремонта, возможность эксплуатации в среде загрязненного
воздуха, при этом риск повреждения компрессора является минимальным. Если не
очищать воздух, то на выходе он будет такой же грязный, как и на входе, с
содержанием паров масла и продуктов, образующихся вследствие износа
компрессора. Воздух с такими качественными показателями подходит не для всех
сфер промышленности.

Попытаемся более подробно представить
конструкцию компрессора поршневого типа:

Конструкция поршневого компрессора

В чугунном корпусе поршневого компрессора
размещают цилиндр и картер, где сидит коленвал.
В нижнем отсеке картера залита смазка для трущихся деталей поршневого
компрессора. Коренные шейки вала расположены в подшипниках,
нижняя головка шатуна крепится к его шейке.

Выходящая наружу из картера шейка
вала уплотняется сальником, чтобы избежать утечки,
например, хладагента, который может уходить через зазор между валом и
подшипником. На валу, скорее на его шейке, сидит маховик,
вращающийся с валом заодно. Вращение осуществляется от электрического двигателя
посредством ременной передачи.

Верхняя головка шатуна связана с
поршнем посредством поршневого пальца. Происходит вращение вала, при котором
поршень попеременно движется от одной крайней позиции до другой. Движение идёт
вдоль оси цилиндра и составляет величину двойного радиуса кривошипа. На
поршень насажены кольца, которые трутся о цилиндр и уплотняют его
рабочую плоскость.

Головка прикрывает верхний
торец цилиндра. Она состоит из 2-х камер: всасывания и камеры нагнетания.
Каждая камера оснащена клапаном, название которого соответствует названию
камеры: всасывающий и нагнетательный клапаны.
Камера всасывания подсоединена к всасывающему трубопроводу,
соединенному с испарителем, к камере нагнетания подключен нагнетательный
трубопровод, который соединяется с конденсатором.

Преимущества и недостатки
компрессоров поршневого типа

На территории стран бывшего
советского пространства наиболее востребованным является поршневое
компрессорное оборудование с показателем производительности в пределах 100 куб.
м/ мин. Это объясняется целым рядом преимуществ перед аналогами. Так, данное
оборудование отличается экономичностью, надежностью, несложностью конструкции и
простотой в ремонте. Поршневые компрессоры хорошо справляются с частыми
переключениями, отлично подходят для эксплуатации с перерывами, работы в
неблагоприятных условиях (при высоком уровне влажности, грязном воздухе и
т.п.). Данный тип агрегата может запускаться в работу с любого уровня
изначального давления и при этом получать давление на выходе до 1000 бар и
выше. Поршневое компрессионное оборудование также способно сжимать любые типы
газов (в том числе агрессивные, ядовитые и взрывоопасные) и является наиболее
оптимальным решением для работы на объектах, где необходимы небольшие объемы
сжатого воздуха.

Преимущества:

·
низкая
цена;

·
облегченное
конструктивное исполнение;

·
ремонтопригодность
и продолжительный срок работы после ремонта;

·
увеличение
работоспособности за счет сервисного обслуживания через 500 рабочих часов;

·
экономичность;

·
достаточно
высокая производительность;

·
способность
поддерживать сравнительно долго низкую производительность на одном уровне;

·
сравнительно
легко функционирует в периодическом режиме, при частом включении и выключении
агрегата.

Недостатки, присущие компрессору
поршневого типа

·
поршневой
компрессор сильно шумит и вибрирует во время работы, для его размещения
необходимо отдельное помещение, оснащённое прочным бетонным фундаментом;

·
низкая
производительность (до 5 куб. м воздуха в минуту);

·
ограниченная
область использования вследствие низкой производительности;

·
высокая
энергетическая затратность;

·
часто
осуществляемое техническое обслуживание: максимальный интервал межу
обслуживаниями составляет 500 часов работы;

·
для
проведения обслуживания или ремонта требуется несколько специалистов.

Применение поршневых компрессоров

Компрессоры поршневого типа
повсеместно используются и в сфере профессиональной, и в быту. Как нагнетатели воздуха,
они обеспечивают работу пневматических устройств, например, пневматических
гайковертов, краскопультов и др. Их применяют для подкачивания шин на станциях
техобслуживания.

Поршневой компрессор со своей простой
конструкцией представляет собой наиболее распространенный вид компрессорного
устройства на сегодня. Благодаря своим техническим параметрам компрессоры
данных типов применяют во многих сферах промышленности: в машиностроении,
пищевой области, химической и других сферах промышленности.

Компрессоры поршневого типа
используют для пневмооборудования, которое не требует высокого расхода сжатого
воздуха в минуту. Компрессоры данного типа незаменимы также для получения
высоких показателей давления сжатого воздуха. Удобны они в использовании, когда
планируются частые остановки и, соответственно, частые запуски оборудования.
Иными словами, они устойчивы к переходным процессам, как включения / выключения
компрессорного оборудования. Компрессоры данного типа несравненно показали себя
в отрицательных эксплуатационных условиях (заниженные или завышенные
температуры, запыленные среды). Использование их на цементовозах и муковозах не
знает альтернатив.

Задание: зачертите схемы и их описания, заполните таблицу-
преимущества компрессора/недостатки компрессора

Задания для закрепления темы: составить тезисы

Критерии
оценивания:

Оценка 5 – таблица
заполнена верно, все схемы с описаниями, тезисы составлены грамотно

Оценка 4 – таблица
заполнена верно, не все схемы с описаниями, тезисы составлены грамотно

Оценка 3 – таблица
заполнена верно, все схемы без описания, тезисы составлены не грамотно

Оценка 2 – таблица
заполнена не верно, все схемы с описаниямиотсутствуют, тезисы составлены не
грамотно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 75

Тема: Расчет
охлаждения компрессоров

Цель работы: научиться рассчитывать охлаждения компрессоров

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить теоретический материал

2.
Оформить и решить задачи

Методические указания по выполнению заданию:

Детали
компрессора и сжимаемый газ охлаждаются водой или воздухом. Основным
охлаждаемым узлом в компрессоре является цилиндр. Здесь отводится теплота,
получаемая в результате сжатия газа, от трения поршневых колец о поверхность
цилиндра и штока в сальнике. Газ охлаждается в охладителях, расположенных между
ступенями компрессора.

Количество
теплоты Q₁, отводимой от сжатого газа в единицу времени
в межступенчатом охладителе,

Q₁=G-С_p-(T₂-T₁),

где G –
массовая подача ступени компрессора;

С_p – массовая теплоемкость газа при постоянном давлении;

T₁– температура газа на выходе из цилиндра после
сжатия;

Т₂ – температура газа на входе в следующую ступень после
охладителя.

Количество
теплоты Q₂, отводимой от цилиндра компрессора в
единицу времени, обычно принимается равным 0,7 от мощности, затрачиваемой на
механические потери N_м1:

Q₂ =0,7· N_м1

Количество
воды У, необходимое для отвода теплоты Q₁ + Q₂ в
единицу времени:

где с_в –
удельная теплоемкость воды;
Т_в2 – температура воды на выходе из охладителя;
Т_в1 – температура воды на входе в охладитель.

Величину АТ определяют
таким образом, чтобы температура охлаждающей воды не превышала 30…45°С, так
как при температуре больше 45°С начинается повышенное выпадение солей,
загрязняющих поверхности теплообмена, и чтобы скорость воды была не меньше
1,0…1.5м/с (иначе будет происходить быстрое заиливание поверхностей
теплообмена).

Применяются
различные типы межступенчатых охладителей -многотрубные, ребристые,
змеевиковые, типа «труба в трубе», оросительные и другие. Определение площади
поверхности охладительного устройства представляют собой сложную задачу, так
как должны быть учтены многие факторы: степень влажности газа, скорость газа,
теплопроводность газа в зависимости от его температуры и давления, плотность
газа, коэффициент теплообмена в прямой и изогнутой трубе, оребренность труб и
т.д.

Необходимая
поверхность охлаждения обычно устанавливается по допускаемым скоростям
проходных сечений и числа труб в пачке, а затем по количеству теплоты, которое
должно быть отобрано, рассчитывается длина трубного пучка. Если длина труб
получается неприемлемой, расчет повторяют, изменяя скорости движения газа,
диаметр труб и другие параметры охладителя.

Задание: Задача № 1.
Вычисление величины вредного объема газа поршневого компрессора

Условия:

Поршень одноступенчатого
одноцилиндрового компрессора одинарного действия имеет диаметр d = 200 мм, а
ход поршня составляет s = 150 мм. Вал компрессора вращается со скоростью n =
120 об/мин. Воздух в компрессоре претерпевает сжатие от давления P1 = 0,1 мПа
до P2 = 0,32 мПа. Производительность компрессора составляет Q = 0,5 м³/мин.
Принять показатель политропы m равным 1,3.

Задача:

Необходимо вычислить величину
вредного объема газа в цилиндре Vвр.

Решение:

Сперва определим площадь сечения
поршня F по формуле:

F = (π · d²)/4 = (3,14 · 0,2²)/4 = 0,0314 м²

Также определим объем Vп, описываемый
поршнем за один ход:

V_п = F · s = 0,0314 · 0,15 = 0,00471 м³

Из формулы расчета производительности
компрессора найдем значение коэффициента подачи λ (поскольку компрессор
простого действия, то коэффициент z = 1):

Q =
λ · z · F · s · n

λ = Q/(z
· F · s · n) = 0,5/(1 · 0,0314 · 0,15 · 120) = 0,88

Теперь воспользуемся приближенной
формулой расчета коэффициента подачи, чтобы найти объемный КПД насоса:

λ = λ₀ · (1,01 – 0,02·P₂/P₁)

λ₀ = λ / (1,01 – 0,02·P₂/P₁) =
0,88 / (1,01 – 0,02·0,32/0,1) = 0,93

Далее из формулы объемного КПД
выразим и найдем величину вредного объема цилиндра:

λ₀ = 1 – с·[(P₂/P₁)^1/m-1]

где c = V_вр/V_п

V_вр = [(1-0,93) / ([0,32/0,1]^1/1,3-1)] ·
0,00471 = …….

Итого получим, что вредный объем
цилиндра составляет ……….

Задача №2.
Определение расхода и потребляемой мощности компрессорного оборудования

Условия:

Одноступенчатый двухцилиндровый
компрессор двойного действия имеет поршни с диаметром d = 0,6 м, величина хода
которых составляет s = 0,5 м, а величина вредного пространства с = 0,036. Вал
компрессора вращается со скоростью n = 180 об/мин. Воздух при температуре t =
20⁰ в компрессоре претерпевает сжатие от давления P1 = 0,1 мПа,
до P2 = 0,28 мПа. При расчетах принять показатель политропы m равным 1,2, а
механический ηмех и адиабатический ηад КПД взять равными 0,95 и 0,85
соответственно.

Задача:

Необходимо определить расход Q и
потребляемую мощность N компрессора.

Решение:

Вначале определим площадь поперечного
сечения поршня F по формуле:

F = (π · d²)/4 = (3,14 · 0,6²)/4 = ………

Далее перед расчетом производительности
компрессора необходимо найти коэффициент подачи, но сперва определим объемный
КПД:

λ₀ = 1 – с·[(P₂/P₁)^1/m-1]
= 1 – 0,036·[(0,28/0,1)^1/1,2-1] = 0,95

Зная объемный КПД, воспользуемся
найденным значением и с его помощью определим величину коэффициента подачи по
формуле:

λ = λ₀ · (1,01 – 0,02·P₂/P₁) =
0,95 · (1,01 – 0,02 · 0,28/0,1) = 0,91

Теперь подсчитаем производительность
компрессора Q:

Q = λ · z · F · s · n

Поскольку компрессор двойного
действия, то коэффициент z будет равен 2. Поскольку компрессор двухцилиндровый,
то итоговое значение производительности необходимо также помножить на 2.
Получим:

Q = 2 · λ · z · F · s · n = 2 · 0,91 · 2 · 0,2826 · 0,5 · 180 = 92,6 м³/мин

Массовый расход воздуха G будет
равняться , где ρ – плотность воздуха, при данной температуре равная 1,189 кг/м³.
Рассчитаем это значение:

G = Q · ρ = 92,6 · 1,189 = 44 кг/мин

Часовой расход будет равен

60·G = 60·44 = 2640 кг/час.

Чтобы рассчитать потребляемую
мощность компрессора, предварительно необходимо вычислить величину работы,
которая должна быть затрачена на сжатие газа. Для этого воспользуемся следующей
формулой:

A_сж = k/(k-1) · R · t · [(P₂/P₁)^(k-1)/k-1]

В этой формуле k – показатель
адиабаты, который равняется отношению теплоемкости при постоянном давлении к
теплоемкости при постоянном объеме (k = С_PP/C_V), и для
воздуха этот показатель равен 1,4. R – газовая постоянная, равная 8310/M
Дж/(кг*К), где М – молярная масса газа. В случае воздуха М берется равной 29
г/моль, тогда R = 8310/29 = 286,6 Дж/(кг*К).

Подставим полученные значения в
формулу работы по сжатию и найдем ее значение:

A_сж = k/(k-1) · R · t · [(P₂/P₁)^(k-1)/k-1]
= 1,4/(1,4-1) · 286,6 · (273+20) · [(0,28/0,1)^(1,4-1)/1,4-1] =
100523 Дж/кг

После нахождения значения затрачиваемой
на сжатие воздуха работы становится возможным определение потребляемой
компрессором мощности по следующей формуле:

N = (G · A_сж) / (3600 · 1000 · η_мех · η_ад)
= (2640 · 100523) / (3600 · 1000 · 0,85 · 0,95) = ……..

Итого получим, что расход компрессора
составляет 92,6 м³/мин, а потребляемая мощность – ……….

Задача №3 Определение
количества ступеней сжатия компрессора и значения давлений на каждой ступени

Условия:

Необходимо осуществлять подачу
аммиака в размере 160 м³/час под давлением 4,5 мПа. Начальное
давление азота составляет 0,1 мПа, а начальная температура – 20°C. При расчетах
принять максимальную степень сжатия x равной 4.

Задача:

Необходимо определить количество
ступеней сжатия компрессора и значения давлений на каждой ступени.

Решение:

Сперва рассчитаем необходимое
количество ступеней n, воспользовавшись формулой для определения степени
сжатия:

xⁿ = P_к/P_н

Выразим и рассчитаем значение n:

n =
log(P_к/P_н) / log(x) = log(4,5/0,1) / log(4) =
2,75

Округлим получившееся значение до
ближайшего большего целого числа и получим, что в компрессоре должно быть n = 3
ступени. Далее уточним степень сжатия одной ступени, положив, что степень
сжатия на каждой отдельной ступени одинаково.

x = ⁿ√(P_к/P_н) = ∛(4,5/0,1) =
3,56

Рассчитаем конечное давление первой
ступени P_n1 (n = 1), которое является также начальным давлением
второй ступени.

P_к1 = P_н · xⁿ = 0,1 ·
3,56¹ = 0,356 мПа

Рассчитаем конечное давление второй
ступени P_n2 (n = 2), которое является также начальным давлением
второй ступени.

P_к1 = P_н · xⁿ = 0,1 ·
3,56² = ……..

Итого в компрессоре должно быть три
ступени, причем на первой ступени давление повышается с 0,1 мПа до 0,356 мПа,
на второй – с 0,356 мПа до 1,267 мПа и на третьей – с 1,267 мПа до 4,5 мПа.

Задача №4. Подбор
компрессора по заданным условиям

Условия:

Требуется обеспечить подачу азота Q_н в
размере 7,2 м³/час с начальным давлением P₁ = 0,1
мПа под давлением Р₂ = 0,5 мПа. В наличие имеется только
одноступенчатый поршневой компрессор двойного действия. Поршень имеет диаметр d
равный 80 мм, а длина его хода s составляет 110 мм, при этом объем вредного
пространства равен 7% от описываемого поршнем объема. Скорость вращения вала
компрессора n составляет 120 об/мин. При расчетах принять показатель политропы
m равным 1,3.

Задача:

Необходимо выяснить, подходит ли
имеющийся в наличии компрессор для выполнения поставленной задачи. В случае
если компрессор не подходит, рассчитать, насколько необходимо увеличить частоту
вращения вала, чтобы его применение стало возможным.

Решение:

Поскольку объем вредного пространства
равен 7% от описываемого поршнем объема, то по определению следует, что
величина вредного пространства с равна 0,07.

Также предварительно вычислим площадь
поперечного сечения поршня F:

F = (π · d²)/4 = (3,14 · 0,08²)/4 = 0,005 м²

Для дальнейших расчетов необходимо
рассчитать объемный КПД компрессора λ₀:

λ₀ = 1 – с·[(P₂/P₁)^1/m-1]
= 1 – 0,04·[(0,5/0,1)^1/1,3-1] = 0,9

Зная λ_0,далее найдем
коэффициент подачи λ:

λ = λ₀ · (1,01 – 0,02·(P₂/P₁)) = 0,9
· (1,01 – 0,02·0,5/0,1) = 0,82

Далее становится возможным найти
производительность компрессора Q. Поскольку компрессор двойного действия, то
коэффициент z будет равен 2:

Q = λ · z · F · s · n = 0,82 · 2 · 0,005 · 0,11 · 120 = 0,11 м³/мин

Выражая Q в часовом расходе, получим
значение Q = 0,11 · 60 = 6,6 м³/час.

Поскольку требуемая величина подачи
составляет 7,2 м³/час, то можно сделать вывод, что имеющийся в
наличии компрессор не способен выполнять поставленную задачу. В таком случае
рассчитаем, насколько нужно увеличить число оборотов вала для удовлетворения
требованиям применимости. Для этого найдем необходимое число оборотов из
соотношения:

n_н/n = Q_н/Q

n_н = n · Q_н/Q = 120 · 7,2/6,6 = ……..

В таком случае имеющийся компрессор
можно будет применять, если увеличить скорость вращения его вала на ……………….

Задача №5. Расчет
фактической производительности поршневого компрессора

Условия:

Дан трехцилиндровый поршневой
компрессор двойного действия. Диаметр поршней d равен 120 мм, а величина их
хода s составляет 160 мм. Скорость вращения его вала n равна 360 об/мин. В
компрессоре происходит сжатие метана от давления P₁ = 0,3 мПа
до давления P₂ = 1,1 мПа. Известно, что объемный коэффициент λ₀ равен
0,92.

Задача:

Необходимо рассчитать фактическую
производительность поршневого компрессора.

Решение:

Предварительно вычислим площадь
поперечного сечения поршней компрессора F по формуле:

F = (π · d²)/4 = (3,14 · 0,12²)/4 = 0,0113 м²

На основе исходных данных найдем
величину коэффициента подачи λ по формуле:

λ = λ₀ · (1,01 – 0,02 ·(P₂/P₁)) =
0,92 · (1,01 – 0,02·(1,1/0,3)) = 0,86

Теперь можно воспользоваться формулой
для расчета производительности поршневого компрессора:

Q = λ · z · F · s · n

Здесь z – коэффициент, зависящий от
числа всасывающих сторон отдельного поршня. Поскольку данный в условии задачи
компрессор двойного действия, то в этом случае величина z равна 2.

Кроме того, поскольку в
рассматриваемом случае компрессор трехцилиндровый, то есть три цилиндра
работают параллельно друг другу, то итоговая суммарная производительность всего
компрессора будет в 3 раза выше производительности отдельного поршня, поэтому в
расчетную формулу необходимо добавить коэффициент три.

Суммируя все вышесказанное, имеем:

Q = 3 · λ · z · F · s · n = 3 · 0,86 · 2 · 0,0113 · 0,16 · 360 = …………

Итого получим, что производительность
рассматриваемого поршневого компрессора составляет …… м³/мин или ………
м³/час.

Задача №6. Расчет
производительности двухступенчатого поршневого компрессора

Условия:

В наличии имеется двухступенчатый
поршневой компрессор простого действия. Поршень ступени низкого давления имеет
диаметр d_н = 100 мм, а его ход s_н равен 125 мм.
Диаметр поршня высокого давления d_в равен 80 мм при величине
хода s_в = 125 мм. Скорость вращения вала n составляет 360
об/мин. Известно, что коэффициент подачи компрессора λ составляет 0,85.

Задача:

Необходимо рассчитать
производительность компрессора.

Решение:

В случае многоступенчатых поршневых
компрессоров для расчетных зависимостей используются данные ступени низкого
давления, так как именно на ней происходит первичный всас газа, определяющий
производительность компрессора в целом. При расчете производительности данные
последующих ступеней не используются, так как на них не происходит
дополнительного всаса сжимаемого газа. Отсюда следует, что для решения данной
задачи достаточно знать диаметр d_н и ход поршня s_н ступени
низкого давления.

Вычислим площадь поперечного сечения
поршня ступени низкого давления:

F_н = (π · d_н²)/4 = (3,14 · 0,1²)/4 = 0,00785
м²

Рассматриваемый компрессор не
является многопоршневым и имеет простой тип действия (величина z = 1), отсюда
следует, что конечный вид формулы расчета производительности в конкретном
случае будет иметь вид:

Q = λ · F_н · s_н · n = 0,85 · 0,00785 ·
0,125 · 360 = …….. м³/мин

Получим, что производительность
данного поршневого компрессора составляет ……… м³/мин или, при
пересчете на часовой расход, ……… м³/час.

Задания для закрепления темы: выпишите основные формулы с их пояснением

Критерии
оценивания:

Оценка 5 – записаны
основные формулы и их пояснение, задачи решены верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решены верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задачи решены не верно

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задачи решены
не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 76

Тема: Определение
производительности поршневых компрессоров, работы на сжатие единицы массы газа
и эффективной мощности

Цель работы: научиться определять основные параметры компрессора.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1. Изучить теоретический материал

2. Оформить задачу

3. Решить задачу самостоятельно

Методические указания по выполнению заданию:

Объема 1 кг воздуха в условиях всасывания определится из
уравнения Менделеева – Клайперона

Откуда,

Где
z –
коэффициент сжимаемости воздуха, который при = 0,1 МПа равен 1; m – масса 1 кг воздуха; R = 8,31 x 10³Дж/ (кг∙К) – постоянная.

Следовательно,
по формуле

Работа,
затрачиваемая при изотермическом сжатии 1 кг воздуха,

Работа,
затрачиваемая при адиабатическом сжатии 1 кг воздуха (показатель адиабаты R = 1,41),

Работа,
затрачиваемая при политропическом сжатии 1 кг воздуха (показатель политропы m = 1,25),

Задание: Задача. Определить затрачиваемую поршневым компрессором работу на сжатие
1 кг воздуха до р₂ = 0,5 МПа в условиях
изометрического, адиабатического и политропического сжатия. Давления всасывания
р₁ = 0,1 МПа; температура воздуха всасывания Т₁
= 293 К.

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задача решена не верно

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задача решена не
верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 77

Тема: Расчет
мощности двигателя центробежного компрессора

Цель работы: – научиться определять мощность центробежных насосов;

– научиться определять к.п.д. центробежных насосов

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить теоретический материал

2.
Выписать формулы с пояснением

3.
Решить и оформить задачи

Методические указания по выполнению заданию:

Общие сведения.

Полезная мощность лопастного насоса
равна

N_п = HgρQ,

где Н и Q соответственно
действительные напор и подача лопастного насоса.

N = N_п/ η = HgρQ/ η.

Таким образом, к.п.д. лопастного насоса
равен произведению четырех к.п.д., соответствующих указанным потерям,

η = η_м* η_д* η_о* η_г.

η_м = N_п/(
N_п + N_м).

Механический к.п.д. лопастных насосов
изменяется в пределах от 0,90 до 0,98.

η_д = N_п/(
N_п + N_д)

Дисковый к.п.д. лопастных насосов
изменяется в пределах от 0,85 до 0,95.

η_о = Q/Q_i= Q/(Q+ Σq),

где Σq – сумма всех утечек
жидкости.

Объемный к.п.д. лопастных нaсосов
изменяется в пределах от 0,85 до 0,98.

η_г = Н/(Н +
Σh_п),

где Σh_п – сумма потерь
напора в насосе на преодоление гидравлических сопротивлений.

Гидравлический к.п.д. лопастных насосов
изменяется в пределах от 0,70 до 0,95.

Методика решения
задач.

Задача 1.

Для определения полезной мощности
лопастного насоса пользуются формулой

N_п = HgρQ,

Задача 2.

Полезная (гидравлическая) мощность
лопастного насоса равна

N_п = HgρQ,

N = N_п/ η = HgρQ/ η.

Определим к.п.д. насоса

η = N_п/ N

Пример решения задач

Дано:

Q = 180 м³/ч

Н = 60 м

ρ = 820 кг/м³

______________

N, кВт – ?

Решение.

Для определения полезной
(гидравлической) мощности лопастного насоса пользуются формулой

N_п = HgρQ = 60*820*10*0,05 = 24600 Вт = 24,6 кВт.

Ответ:
полезная (гидравлическая) мощность насоса равна N_п = 24,6 кВт

Дано:

Q = 1800 м³/ч

Н = 25 м

ρ = 960 кг/м³

N = 240 кВт

______________

η – ?

Решение.

Полезная (гидравлическая) мощность
лопастного насоса равна

N_п = HgρQ = 25*10*960*0,5 = 120000 Вт = 120 кВт

Мощность, потребляемая лопастным
насосом, включает потери мощности в насосе и зависит, от к.п.д. насоса η

N = N_п/ η = HgρQ/η;

Отсюда к.п.д. насоса будет равен

η = N_п/ N =
120 / 240 = 0,5

Ответ:
к.п.д. насоса равен η = 0,5

Задание по вариантам

	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Напор насоса Н, м	170	165	160	155	150	145	140	135	130	125
Подача насоса Q, м³/ч	180	216	252	288	324	360	396	432	468	504
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	960	950	940	930	920	910	900	890	880	870

	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
Напор насоса Н, м	120	115	110	105	100	95	90	85	80	75
Подача насоса Q, м³/ч	540	576	612	648	684	720	756	792	828	864
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	860	850	840	830	820	960	950	940	930	920

	21	22	23	24	25	26	27	28	29	30
Напор насоса Н, м	70	65	60	55	50	45	40	35	30	25
Подача насоса Q, м³/ч	900	936	972	1008	1044	1080	1116	1152	1188	1224
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	910	900	890	880	870	860	850	840	830	820

	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Напор насоса Н, м	25	30	35	40	45	50	55	60	65	70
Подача насоса Q, м³/ч	1224	1188	1152	1116	1080	1044	1008	972	936	900
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	960	950	940	930	920	910	900	890	880	870
Мощность на валу насоса, кВт	95	110	125	140	150	160	170	180	190	198

	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
Напор насоса Н, м	75	80	85	90	95	100	105	110	115	120
Подача насоса Q, м³/ч	864	828	792	756	720	684	648	612	576	540
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	860	850	840	830	820	960	950	940	930	920
Мощность на валу насоса, кВт	204	208	212	215	216	256	256	255	252	248

	21	22	23	24	25	26	27	28	29	30
Напор насоса Н, м	125	130	135	140	145	150	155	160	165	170
Подача насоса Q, м³/ч	504	468	432	396	360	324	288	252	216	180
Плотность перекачивае-мой жидкости ρ, кг/м³	910	900	890	880	870	860	850	840	830	820
Мощность на валу насоса, кВт	242	234	225	215	204	190	175	160	142	122

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решены верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задачи решены не верно

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задачи решены
не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 78

Тема: Неисправности,
возникающие при работе центробежных компрессоров, способы устранения

Цель работы: углубить знания о неисправностях, возникающих при работе
ЦН, способы их устранения

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
Изучить материал

2.
Заполнить таблицу

Методические указания по выполнению заданию:

Наиболее вероятными причинами неисправностей в работе
центробежных насосов являются: попадание воздуха в систему и насос, ухудшение
условий всасывания, износ и механические поломки движущихся частей насоса,
неисправности привода насоса.

Попадание воздуха в систему и насос приводит к срыву работы насоса — он или
вообще не подает жидкость, или подача его меньше номинальной, насос работает с
шумом. Воздух в систему и насос может попасть в результате:

·
некачественной заливки
всасывающей линии и корпуса насоса перед пуском; при быстрой заливке в системе
или корпусе насоса может остаться воздушный мешок;

·
подсоса воздуха в насос при его
работе. Воздух в насос может проникать через неплотности во всасывающей линии
(неплотности в местах разъема, через сальники штоков арматуры), через сальник
насоса или через частично обнажающуюся сетку всасывающего трубопровода.
Поступающий при работе насоса воздух частично уносится в напорную магистраль, а
частично скапливается в арматуре системы. При незначительном подсосе воздуха
насос может работать нормально при полной подаче, а при уменьшении подачи и
повторных пусках срывать и полностью прекращать подачу. Для устранения протечек
воздуха необходимо ликвидировать неплотности в системе, сменить набивку
сальников.

Ухудшение условий всасывания приводит к уменьшению подачи, кавитации и срыву
работы насоса. Условия всасывания ухудшаются в результате:

·
засорения приемной сетки (или
фильтров) на всасывании насоса;

·
попадания во всасывающий
трубопровод посторонних предметов (ветоши, грязи);

·
работы насоса с не полностью
открытым приемным клапаном;

·
перекачивания насосом жидкости
с температурой выше спецификационной или сильно загрязненной жидкости;

·
уменьшения статического подпора
на всасывании ниже спецификационного для данного насоса.

Об ухудшении условий всасывания в первую очередь
сигнализирует повышение вакуумметрической высоты всасывания насоса. Насос при
этом следует остановить, причину ухудшения условии всасывания выявить и
устранить.

Износ и механические поломки движущихся частей насоса могут привести к различным
неисправностям: повышению вибрации при работе насоса, перегреву отдельных узлов
насоса, повышению потребляемой мощности, срыву работы насоса. Наиболее часто
встречаются следующие неисправности:

·
износ лопаток рабочих колес
(насос работает с меньшей подачей или прекращает подачу) — износившиеся рабочие
колеса необходимо заменить;

·
засорение каналов рабочих колес
или направляющих аппаратов (насос также работает с меньшей подачей или
прекращает подачу) — насос необходимо разобрать, каналы очистить;

·
износ уплотняющих колец (насос
работает с меньшими подачей и напором в результате перетекания жидкости по
зазору) — изношенные кольца необходимо заменить новыми;

·
износ разгрузочного кольца (при
этом смещается ротор насоса, рабочие колеса сдвигаются по отношению к
направляющему аппарату, подача насоса уменьшается) — необходимо заменить
разгрузочные кольца;

·
изгиб вала насоса вследствие
неуравновешенности ротора (при этом потребляемая мощность колеблется, насос
вибрирует)—насос необходимо вскрыть, ротор проверить;

·
перекос разгрузочного диска или
кольца (насос при пуске потребляет большую мощность) — перекос необходимо
устранить;

·
перекос нажимной втулки
сальникового уплотнения или чрезмерная затяжка уплотнения (сальниковое
уплотнение нагревается) — необходимо ослабить затяжку гаек, выправить перекос
или ослабить затяжку сальника;

·
инородные включения в набивке
сальника (сальниковое уплотнение нагревается) — необходимо заменить набивку
сальника;

·
наличие воды в ванне
подшипникового узла, загрязненное или некачественное масло (подшипниковый узел
нагревается) — необходимо заменить масло;

·
излишнее количество масла в
ванне подшипникового узла и консистентной смазки в корпусе шарикоподшипника
(подшипниковый узел нагревается) — необходимо удалить лишнее масло
(консистентную смазку);

·
уменьшен зазор между
разгрузочным диском и кольцом (разгрузочный диск нагревается) — необходимо разобрать
насос и отрегулировать зазор между диском и кольцом;

·
засорен трубопровод
гидравлической разгрузки насоса (разгрузочный диск нагревается) — необходимо
прочистить трубопровод;

·
ослаблены крепления насоса на
раме, рабочих колес на валу насоса, трубопроводов и фланцев насоса (при работе
насоса появляется сильная вибрация) — необходимо подтянуть крепеж.

Неисправности привода насоса могут препятствовать нормальному пуску насоса и
привести к выводу его из строя. Учитывая, что наиболее распространенным приводом
является электропривод, ниже приведены характерные неисправности
электропривода:

·
отсутствие питания вследствие
перегорания предо хранителей или неисправности автоматического выключателя
(электродвигатель не запускается) — необходимо вставить предохранители,
исправить и включить автомат;

·
обрыв в пусковом реостате или в
соединительных проводах между ротором и пусковым реостатом (электродвигатель не
запускается) — необходимо отыскать место обрыва и исправить;

·
обрыв одной фазы обмотки
статора асинхронного электродвигателя (электродвигатель не запускается) —
необходимо определить место обрыва и исправить;

·
межвитковое замыкание в обмотке
статора (при работе электродвигатель сильно нагревается) — необходимо
отремонтировать или заменить электродвигатель;

·
повышено или понижено
напряжение сети (электродвигатель нагревается) — при повышенном напряжении
двигатель необходимо отключить до понижения напряжения, при пониженном
напряжении можно работать, частично уменьшив подачу насоса перекрытием
регулировочного клапана;

·
нарушение правильной вентиляции
электродвигателя (электродвигатель нагревается) — необходимо очистить
вентиляционные каналы, улучшить вентиляцию;

·
механические повреждения (износ
подшипников, выступание пазовых клиньев, выкрашивание изоляции и другие, вызывающие
ненормальный шум в двигателе, местные перегревы) — необходимо устранить
неисправность.

Задание: заполнить таблицу – неисправности/причины/способы их устранения

Критерии
оценивания:

Оценка 5 – таблица
заполнена верно

Оценка 4 – таблица
заполнена с незначительными ошибками

Оценка 3 – таблица
заполнена не полностью с ошибками

Оценка 2 – таблица
заполнена не верно или не заполнена

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 79

Тема: Проверочный
расчет работающего фонтанного подъемника

Цель работы: научиться рассчитывать диаметр фонтанного подъемника

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучить материал

2.
выписать формулы с их
пояснением

3.
решить задачи

Методические указания по выполнению заданию:

В процессе фонтанирования дебит скважин может изменяться
(снижаться) вследствие, например падения ластового давления или увеличения
обводнённости продукции. Т.к. подъёмник должен обеспечивать работу в течение определённого
периода времени при изменении дебита скважин, то необходимо уметь рассчитывать
его диаметр, исходя из следующего условия: в начале подъёмник работает на
максимальном режиме, а затем на оптимальном.

При работе на оптимальном режиме диаметр подъёмника:

где Q’_опт – подача
подъёмника на оптимальном режиме, т/сут;

d_опт –
диаметр подъёмника при работе на оптимальном режиме, мм.

Если
расчётный диаметр d_опт не соответствует стандартному
диаметру, то принимают ближайший больший стандартный диаметр подъёмника d’_ст.

Затем
проводится проверка диаметра подъёмника по формуле:

;

где Q’_max –
подача подъёмника в начале фонтанирования, т/сут; d_max –
диаметр подъёмника при работе на максимальном режиме, мм.

Если d_max> d’_ст,
то выбирают ближайший больший к d_max диаметр стандартных
труб d”_ст.

Задание:
Задача 1.

Рассчитать
диаметр фонтанного подъёмника для следующих условий эксплуатации скважин: Q’_опт=346
т/сут; ρ=800 кг/м³; Р_б=15 МПа; Р_у=8 МПа.

Задача 2. Для
условий предыдущей задачи рассчитывать диаметр фонтанного подъёмника, если при
пластовом текущем давлении Р_плт = 12,7 МПа допускается снижение
забойного давления до величины 0,75 Р_нас. На каком режиме будет
работать подъёмник?

Критерии
оценивания:

Оценка 5 – записаны
основные формулы и их пояснение, задачи решены верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задачи решены не верно

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задачи решены
не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 80

Тема: Расчет
фонтанного подъемника по конечным и начальным условиям фонтанирования

Цель работы: Рассчитать минимальное забойное давление фонтанирования

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
в учебнике повторить
необходимые формулы

2.
оформить задачу с методическим
решением

3.
решить задачу своего варианта

Методические указания по выполнению заданию:

Задача:
Рассчитать минимальное забойное давление фонтанирования для следующих условий:
глубина скважины ; внутренний диаметр
НКТ м; давление насыщения , давление на устье МПа, газовый фактор т; плотность
пластовой нефти ; плотность
дегазированной нефти ;

ВАРИАНТ	, м	, МПа	, кг/м³	, кг/м³
1, 12,23	1680	7,0	760	807
2, 13,24	1690	7,1	764	811
3, 14,25	1700	7,2	768	815
4,15,26	1710	7,3	772	819
5,16,27	1720	7,4	776	823
6,17,28	1730	7,5	778	825
7,18,29	1740	7,1	780	827
8,19,30	1750	7,2	782	829
9,20,31	1760	7,3	778	825
10,21,32	1770	7,4	780	827
11,22,33	1780	7,5	782	829

Решение:

1 Рассчитать средний коэффициент
растворимости, МПа:

;

2 Вычислить эффективно действующий
газовый фактор, м³/т:

3 Рассчитать среднюю плотность нефти
в подъёмнике, кг/м³:

4 Вычислить величину h, м:

5 Рассчитать максимальную глубину
спуска колонны НКТ ,
м:

;

6 Рассчитать минимальное забойное
давление фонтанирования, МПа:

Задание: запишите методику решения задачи и решите задачу своего варианта

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задача решена не верно

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задача решена
не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 81

Тема: Подбор
и установка газлифтных клапанов

Цель работы: научиться рассчитывать
газлифтные клапаны.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучить материал

2.
записать методику решения

3.
решить задачу

Методические указания по выполнению заданию:

Задача. Рассчитать для компрессорного подъемника однорядной
конструкции кольцевой системы установку пусковых клапанов У-1-М конструкции
Г.В. Искакова и А.П. Крылова.

Исходные данные: глубина скважины Н = 1800 м; диаметр
эксплуатационной клоны D = 0,15 м; диаметр подъемных труб d = 62 мм; длина
подъемных труб = 1500; статический уровень от устья h_ст =800 м; плотность жидкости p = 900 кг/м³; давление в пусковой линии с устья скважины ; давление убашмака подъемника во время его
нормальной работы ; расход газа при нормальной работе скважины V = 500 м³/
ч.

Для пуска в работу данной скважины путем продавливания
жидкости из затрубного пространства через башмак потребовалось бы следующее
максимальное пусковое давление:

Давление газа 4,6 МПа недостаточно для пуска скважины в
работу, а поэтому необходимо снабдить колонну подъемных труб пусковыми
клапанами.

Определяем место установки первого клапана

Для определения места установки второго клапана
воспользуемся номограммой (рисунок), по которой находим максимальный перепад давления
на уровне первого клапана. Из точки 869 м на верхней горизонтальной оси
номограммы опускаем вертикаль до кривой V = 500 м³/ ч. Полученная точка оказалась
ниже горизонтальной штрихпунктирной линии, соответствующей пусковому давлению
4,6 МПа. В связи с этим для клапанов У-1-М необходимо не доходя до этой точки
повернуть вправо от пересечения вертикали со штрихпунктирной линией пускового
давления 4,6 МПа и найти точку пересечения этой линии с кривой пускового
давления 4,6 МПа. Далее ведем наклонную линию влево вниз и на оси абсцисс
находим точку в, соответствующую перепаду 3,65 МПа. Следовательно закрывающий
перепад давления

Глубина установки второго клапана определим по формуле

Закрывающий перепад давления второго клапана находим
аналогично по той же номограмме. В данном случае вертикаль из точки 1272 м на
верхней горизонтальной оси опущена до пересечения с кривой V = 500 м³/
ч. Находим

Глубина установки третьего клапана

Учитывая, что , ограничимся двумя клапанами.

Однако следует отметить, что расчет пусковых клапанов
возможен по указанной формуле и номограмме до тех пор, пока справедливо
неравенство

т.е. пока в процессе пуска скважины и, следовательно, отсутствует приток жидкости из
пласта.

В данном случае мы имеем

А поэтому местоположение третьего клапана по номограмме
найти нельзя. Следовательно, закрывающий перепад давления следует находить по формуле

Глубину установки третьего клапана определим пересчетом по
вновь найденному значению закрывающего перепада давления

Третий клапан оказался немного ниже башмака подъемной
колонны.

В связи с тем, что рабочее давление уменьшится на величину
перепада давления в клапане, третий клапан от расчетной глубины 1513 м следует
приподнять примерно на 20 м (до 1493м).

При наличии в струе жидкости песка хвостовик опускают ниже
башмака подъемной колонны до фильтра, а при отсутствии песка спускают хвостик
длиной 30-40 м для устранения пульсации скважины.

Для более равномерной нагрузки на клапаны второй клапан
также рекомендуется приподнять в данном случае примерно на 10 м (до 1262 м).

После перестановки клапанов следует внести поправки на
закрывающие перепады давления, которые будут равны

;

Задание: запишите методику решения задачи и оформите ее решение

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задача решена не верно

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задача решена
не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 82

Тема: Расчет
компрессорных подъемников

Цель работы: научиться рассчитывать режим работы компрессорного
подъемника, характеризующийся минимальными затратами энергии.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

4.
изучить материал

5.
записать методику решения

6.
решить задачу

Методические указания по выполнению заданию:

Задача: Выбрать
режим минимального расхода энергии для следующих значений удельного расхода
газа: R₀=40, 150,
250, 350, и 500 м³/м³. Давление на устье скважины Р_у=
0,8 МПа.

Решение:

Рисунок 1 Кривые распределения давления при различных
удельных расходах газа

Кривые распределения давления 1, 2, 3, 4, 5 соответственно
для R₀=40, 150,
250, 350, и 500 м³/м³. Кривая 6 рассчитана для газового
фактора G₀= 111,8 м³/м³.

Работа подъемника возможна при совместной работе пласта и
подъемника (на графике точки пересечения кривой 6 с кривыми распределения
давления при различных удельных расходах газа).

1 Определяем по графику
при каких значениях удельного расхода газа возможна работа подъемника.

2 Определяем по графику
глубину установки рабочего клапана Н,м и давление в трубах Р_т, МПа
для этих значений удельного расхода газа

3 Рассчитываем удельную
энергию для этих значений удельного расхода газа, кДж/м³:

4 Выбираем оптимальный
режим компрессорной эксплуатации для данной скважины.

Задание: оформите задачу с полным описание методики решения

Задания для закрепления темы: составить 5 вопросов по теме

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задача решена не верно

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задача решена
не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 83

Тема: Изучение
конструкций узлов насоса

Цель работы: углубить знания о конструкции узлов насоса

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучить материал

2.
заполнить таблицу

3.
сделать необходимые схемы,
рисунки

Методические указания по выполнению заданию:

Глубинные насосы штангового типа, которые
обозначаются аббревиатурой ШГН, представляют собой устройства, при помощи
которых можно откачивать жидкие среды из скважин, характеризующихся
значительной глубиной. Использование такого насосного оборудования является
одним из наиболее популярных способов откачивания нефти: приблизительно 70 %
действующих сегодня нефтеносных скважин обслуживают именно штанговые насосы.

Нефтяная скважина, оборудованная штанговым глубинным
насосом

Конструктивные особенности и принцип действия

Основными элементами конструкции насоса штангового,
который размещается в скважине на особой колонне, состоящей из подъемных труб,
являются:

·
цилиндрический корпус, во
внутренней части которого устанавливается пустотелый поршень (вытеснитель),
называемый плунжером;

·
нагнетательный клапан,
устанавливаемый в верхней части вытеснителя;

·
всасывающий клапан шарового
типа, который размещается в нижней части неподвижного цилиндрического корпуса;

·
насосные штанги, соединенные с
особым механизмом (качалкой) и плунжером и сообщающие последнему
возвратно-поступательное движение (сама качалка, приводящая в действие
скважинный штанговый насос (СШН), монтируется вне скважины – на поверхности
земли).

Устройство штангового глубинного насоса

Принцип работы глубинных штанговых насосов
достаточно прост.

1.
При перемещении плунжера вверх
в нижней части камеры насоса создается разрежение давления, что способствует
всасыванию перекачиваемой жидкой среды через входной клапан.

2.
Когда плунжер начинает движение
вниз, всасывающий клапан закрывается под действием давления перекачиваемой
жидкой среды, и она через полый канал поршня и нагнетательный клапан начинает
поступать в подъемные трубы.

3.
В ходе безостановочной работы
штангового глубинного насоса перекачиваемая им жидкая среда начинает заполнять
внутренний объем подъемных труб и в итоге направляется на поверхность.

Принцип действия ШГН

Основные разновидности

По своему конструктивному исполнению штанговые
глубинные насосы могут быть:

·
вставными;

·
невставными.

Опускание в скважину вставных штанговых глубинных
насосов, как и их извлечение из нее, осуществляется в собранном виде. Для того
чтобы выполнить такую операцию, плунжер помещают внутрь цилиндра, и вся
конструкция на насосных штангах опускается в шахту.

Типы насосов ШГН по способу крепления к колонне

Вставные ШГН также подразделяются на устройства
двух видов:

·
вставные насосы с верхним
расположением замка (НВ1);

·
насосы, замок которых
располагается в их нижней части (НВ2).

Вставные устройства используют преимущественно для
обслуживания скважин большой глубины, характеризующихся также небольшим дебитом
откачиваемой из них жидкой среды. Использование таких насосов ШГН, для
извлечения которых достаточно осуществить подъем штанг, с которыми соединена
вся конструкция насоса, намного упрощает ремонт скважины, если в этом возникает
необходимость.

Схема работы установки с ШГН

Для того чтобы поместить в скважину штанговый
глубинный насос невставного типа, необходимо выполнить более сложные действия.
В скважину сначала помещают цилиндр, для чего используют НКТ, а только затем,
используя штанги, в уже установленный цилиндр опускают плунжер с клапанами.
Извлечение штангового глубинного насоса данного типа также осуществляется в два
приема: в первую очередь из цилиндра насоса извлекается плунжер с клапанами, а
затем из скважины поднимается цилиндр с НКТ.

Невставные устройства также подразделяются на
несколько категорий:

·
насосные установки без ловителя
(НН);

·
невставные глубинные насосы с
захватным штоком (НН1);

·
невставные насосы с ловителем
(НН2).

Глубинные штанговые насосы производятся различных
типоразмеров и исполнений, в том числе по специальным заказам для работы в
особых условиях

Среди перечисленных выше видов невставного
оборудования наиболее популярными стали устройства, оснащенные ловителем (НН2).
Объясняется высокая популярность последних тем, что механизм их опорожнения
отличается простотой конструкции и, соответственно, большей надежностью в
эксплуатации.

Выбор оборудования той или иной модели
осуществляется в зависимости от конкретных условий эксплуатации, а также от
характеристик жидкой среды, которую планируется откачивать с его помощью.

Скважинный штанговый насос исполнения НН2Б

Как читать маркировку

Для того чтобы определить, к какой категории
относится глубинный штанговый насос, а также узнать, какими характеристиками
обладает такое устройство, достаточно расшифровать его маркировку. Такая
маркировка, расшифровка которой не представляет больших сложностей, выглядит
следующим образом:

XХХ Х – ХX – ХХ – ХX – Х

Буквы и цифры, присутствующие в такой маркировке,
последовательно обозначают следующие параметры:

·
тип штангового насоса, который,
как уже говорилось выше, может относиться к одной из следующих категорий: HB1,
НВ2, НН, HH1, НН2;

·
тип конструктивного исполнения
цилиндра и конструктивные особенности устройства в целом;

·
условный диаметр плунжера,
измеряемый в мм (современные модели штанговых глубинных насосов по данному
параметру могут относиться к устройствам следующих категорий: 29, 32, 38, 44,
57, 70, 95 и 102 мм);

·
максимальный ход, который может
совершать плунжер (для того чтобы узнать, на какое расстояние в мм перемещается
плунжер, значение в маркировке необходимо разделить на сто);

·
напор в м вод. ст., который
способен обеспечить представленный глубинный насос (это значение в маркировке
также необходимо разделить на сто);

·
группа посадки (по степени увеличения
расстояния, имеющегося между плунжером и внутренними стенками цилиндра,
рассматриваемые устройства могут соответствовать одной из следующих групп
посадки: 0, 1, 2, 3).

Группы посадок насоса в зависимости от величины зазора
между цилиндром и плунжером

Конструктивные элементы

Работоспособность и эффективность использования
глубинных насосов штангового типа определяют следующие элементы, присутствующие
в их конструкции:

1.
цилиндры, которые могут быть
цельными или составными;

2.
плунжеры (обыкновенные или типа
пескобрей);

3.
клапанные узлы шарикового типа,
запорными элементами которых выступают седло и шарик;

4.
якорные башмаки, используемые
для закрепления в трубах НКТ штанговых глубинных насосов вставного типа
(при установке таких элементов необходимо обеспечить герметизацию всасывающей
полости насоса от нагнетательной).

Конечно, обязательным элементом конструкции
штангового глубинного насоса является штанга – изготовленный из стали круглый
стержень с высаженными концами. Основное назначение штанг, которые могут иметь
различный диаметр (12, 16, 18, 22 и 25 мм), заключается в том, чтобы сообщать
плунжеру возвратно-поступательное движение.

Насосная штанга и соединительная муфта

Поскольку в ходе работы глубинного насоса штанги
испытывают серьезные нагрузки, для их производства используют
высококачественные стали, а после изготовления подвергают нормализационному
отжигу и закалке ТВЧ.

Штанговые насосные устройства в зависимости от
конструктивных особенностей плунжера и цилиндра, а также от того, как
расположен их якорный башмак, могут относиться к одной из 15 категорий.

На фото виден всасывающий клапан шарового типа, размещенный
в цилиндрическом корпусе

Достоинства и недостатки

У глубинных штанговых насосов есть целый ряд
преимуществ перед другими насосными устройствами:

1.
высокое значение коэффициента
полезного действия;

2.
возможность выполнения
техобслуживания и ремонта в полевых условиях;

3.
применение двигателей
различного типа;

4.
возможность использования для
обслуживания пескопроявляющих скважин, а также для перекачивания нефти, в
которой есть газовая составляющая и большое количество нефтяного воска.

Как и у любых других технических устройств, есть у
штанговых насосов и минусы:

1.
ограничения по глубине скважин,
для обслуживания которых они могут быть использованы (риск обрыва штанг тем
выше, чем глубже скважина, в которую опускается насос);

2.
невысокое значение подачи,
которую обеспечивают данные насосы;

3.
невозможность применения для
обслуживания скважин, характеризующихся значительным наклоном и искривлениями
шахты;

4.
невозможность откачивания при
помощи таких глубинных насосов жидкой среды из скважин горизонтального типа.

Задание: составить таблицу и заполнить ее – название узла/его
характеристика/применение и назначение/материал изготовления

Задания для закрепления темы: составить тест по материалу из 7 вопросов

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
таблица заполнена верно

Оценка 4 –
таблица заполнена с незначительными ошибками

Оценка 3 –
таблица заполнена не полностью с ошибками

Оценка 2 –
таблица заполнена не верно или не заполнена

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 84

Тема: Изучение
конструкций узлов насоса

Цель работы: научиться определять реальную длину хода плунжера.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучение материала

2.
записать методические
рекомендации – формулы с пояснениями

3.
решить задачи по вариантам

Методические указания по выполнению заданию:

Общие сведения.

Деформация колонны штанг и труб при работе насоса приводит
к уменьшению коэффициента его подачи, так как реальный ход плунжера меньше
длины точки подвеса штанг. Фактическая длина хода плунжера может быть
определена либо замером изношенной части цилиндра после подъема насоса на
поверхность, либо расчетным путем.

При расчетном определении реального хода плунжера относительно
цилиндра необходимо учитывать, что и тот и другой и соединены с наземной частью
установки посредством -упругих элементов – штанг и труб.

Для определения величины упругих деформаций штанг и труб
динамическими нагрузками, которые по сравнению со статическими очень малы,
можно пренебречь.

Рассмотрим фазы работы насоса.

I. В момент начала
движения, при ходе колонны штанг вверх, всасывающий клапан закрывается. В
результате чего нагрузка от веса столба жидкости Р_ж, находящегося
над плунжером, перестает действовать на трубы и перераспределяется на штанги.
При этом штанги начинают растягиваться, а плунжер начнет двигаться только
тогда, когда верхняя точка штанг переместится на величину деформации λ_шт
под действием силы Р_ж. Согласно закону Гука

λ_шт = Р_ж L / E_шт F_шт

где L – глубина подвески насоса (соответствует длине
штанг);

Е_шт –
модуль упругости материала штанг;

F_шт – площадь поперечного сечения штанг.

При этом НКТ сократятся, так как нагрузка, действовавшая на
них будет снята.

Длина штанг и труб будет постоянной до тех пор, пока точка
подвеса штанг не достигнет крайнего верхнего положения и не начнет
перемещаться вниз.

II. При ходе
штанг вниз нагнетательный клапан откроется, всасывающий закроется и усилие Р_ж
будет приложено к нижней части труб. В результате штанги сократятся на величину
λ_шт, а трубы удлинятся на величину

λ_тр = Р_ж L / E_тр F_тр

где E_тр и
F_тр– модуль упругости и площадь
поперечного сечения труб соответственно.

При движении плунжера вниз длина штанг и труб будет
постоянной до тех пор, пока штанги и плунжер не остановятся, и не начнется ход
вверх. Всасывающий клапан при этом откроется, нагнетательный закроется,
вследствие чего трубы сократятся на величину λ_тр, штанги удлинятся
на λ_шт, т.е. повторится описанный цикл.

Таким образом, деформация штанг и труб уменьшает длину хода
плунжера, относительно цилиндра по сравнению с длиной хода точки подвеса штанг
на величину λ_шт + λ_тр как при ходе вверх, так и при ходе
вниз.

Реальная длина хода плунжера может быть записана с учетом
сказанного как

S_p = S – (λ_шт + λ_тр)

величина Р_ж может быть определена как

Р_ж= ρ_жg F_плL,

где ρ_ж– плотность откачиваемой жидкости;

F_пл –
условная площадь поперечного сечения плунжера.

Если колонна штанг составлена из ступеней, имеющих
соответственно сечения, получим

S_p = S – (ρ_жg F_плL / Е) * ( Σ l_i / F_i _шт + L / F_тр).

При заякоренном насосе расчет реального хода должен вестись
с учетом условия λ_тр = 0.

Методика решения задач.

Задача 1. Рассчитать реальную длину хода
плунжера (S_р, м) штангового глубинного насоса при следующих
условиях: глубина спуска
оборудования L м, длина хода точки подвески штанг S м, диаметр
насосных штанг d_шт мм,
условный диаметр насосно-компрессорных труб D_тр
мм, плотность жидкости ρ_ж кг/м³, модуль Юнга Е = 2,1*10⁵
МПа.

Решение:

Для определения вес столба жидкости Р_ж, находящегося над
плунжером, необходимо определить условную площадь плунжера

F_пл= π* D_{тр в}²/4

Определим вес столба жидкости Р_ж,
находящегося над плунжером

Р_ж= ρ_жg F_плL

Для определения величины упругой
деформации штанг, необходимо определить площадь поперечного сечения штанг

F_шт= π*d_шт²/4

Определим величину упругой деформации штанг

λ_шт = Р_ж L / E_шт F_шт

Для определения величины упругой
деформации труб, необходимо определить площадь поперечного сечения труб

F_тр= π*(D_{тр н}² – D_{тр в}²)/4

Определим величину упругой деформации труб

λ_тр = Р_ж L / E_тр F_тр

Реальная длина хода плунжера будет равна

S_p = S – (λ_шт + λ_тр)

Ответ: реальная длина хода плунжера S_p =
…. м

Дан- ные	Варианты
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
S_о, м	1,2	1,5	1,8	2,1	2,4	2,4	1,5	1,8	2,1	2,4
L, м	1170	1000	1150	1000	1790	2050	1340	1580	1120	1350
d_шт, мм	19	19	16	22	16	19	16	19	16	19
D_{тр н}, мм	48,3	60,3	48,3	73,0	48,3	48,3	60,3	60,3	60,3	60,3
D_{тр в}, мм	40,3	50,3	40,3	62,0	40,3	40,3	50,3	50,3	50,3	50,3
ρ_ж, кг/м³	850	860	870	880	850	860	870	880	850	860

Задание по вариантам.

Дан- ные	Варианты
11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
S_о, м	1,2	1,5	1,8	2,1	2,4	1,2	1,5	1,8	2,1	2,4
L, м	1000	1790	2050	1340	1580	1120	1350	1170	1000	1150
d_шт, мм	22	16	19	16	19	16	19	19	19	16
D_{тр н}, мм	73,0	48,3	48,3	60,3	60,3	60,3	60,3	48,3	60,3	48,3
D_{тр в}, мм	62,0	40,3	40,3	50,3	50,3	50,3	50,3	40,3	50,3	40,3
ρ_ж, кг/м³	870	880	850	860	870	880	850	860	870	880

Дан- ные	Варианты
21	22	23	24	25	26	27	28	29	30
S_о, м	1,2	1,5	1,8	2,1	2,4	1,2	1,5	1,8	2,1	2,4
L, м	1340	1580	1120	1350	1170	1000	1150	1000	1790	2050
d_шт, мм	16	19	16	19	19	19	16	22	16	19
D_{тр н}, мм	60,3	60,3	60,3	60,3	48,3	60,3	48,3	73,0	48,3	48,3
D_{тр в}, мм	50,3	50,3	50,3	50,3	40,3	50,3	40,3	62,0	40,3	40,3
ρ_ж, кг/м³	850	860	870	880	850	860	870	880	850	860

Задание: записать методические рекомендации и решить задачи своего варианта

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задачи решены не верно

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задачи решены
не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 85

Тема: Расчет
подачи скважин насосов

Цель работы: изучить подачу скважинного
насоса.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучение материала

2.
записать методические
рекомендации – формулы с пояснениями

3.
решить задачи по вариантам

Методические указания по выполнению задания:

Штанговая насосная
установки ШНУ (рис. 10.1) состоит из наземного и подземного оборудования.
Подземное оборудование включает: штанговый скважинный насос (ШСН) со всасывающем
клапаном 1 (неподвижный) на нижнем конце цилиндра и нагнетательным клапаном 2
(подвижный) на верхнем конце поршня-плунжера, насосные штанги 3 и трубы.

Кроме того,
подземное оборудование может включать различные защитные устройства (газовые и
песочные якори, хвостовики), присоединяемые к приемному патрубку ШСН и
улучшающие его работу в осложненных условиях (песок, газ).

Рис.10.1. Общая
схема штанговой насосной установки

В наземное
оборудование входит станок-качалка (СК), состоящий из электродвигателя 9, кривошипа
7, шатуна 8, балансира 6, устьевого сальника 5, устьевой обвязки и тройника 4.

Станок-качалка
сообщает штангам возвратно-поступательное движение, близкое к синусоидальному.
СК имеет гибкую канатную подвеску для сочленения с верхним концом полированного
штока и откидную или поворотную головку балансира для беспрепятственного
прохода спуско-подъемных механизмов (талевого блока, крюка, элеватора) при
подземном ремонте.

Балансир качается
на поперечной оси, укрепленной в подшипниках, и сочленяется с двумя массивными
кривошипами 7 с помощью двух шатунов 8, расположенных по обе стороны редуктора.
Кривошипы с подвижными противовесами могут перемещаться относительно оси
вращения главного вала редуктора на то или иное расстояние вдоль кривошипов.
Противовесы необходимы для уравновешивания СК.

Редуктор с
постоянным передаточным числом, маслозаполненный, герметичный имеет
трансмиссионный вал, на одном конце которого предусмотрен трансмиссионный шкив,
соединенный клиноременной передачей с малым шкивом электродвигателя 9. На
другом конце трансмиссионного вала имеется тормозной барабан. Опорный подшипник
балансира укреплен на металлической стойке-пирамиде.

Все элементы
станка-качалки – пирамида, редуктор, электродвигатель – крепятся к единой раме,
которая закрепляется на бетонном фундаменте. Кроме того, все СК снабжены
тормозным устройством, необходимым для удержания балансира и кривошипов в любом
заданном положении. Точка сочленения шатуна с кривошипом может менять свое
расстояние относительно центра вращения перестановкой пальца кривошипа в то или
иное отверстие, которых для этого предусмотрено несколько. Этим достигается
ступенчатое изменение амплитуды качаний балансира, т. е. длины хода штанг.

Поскольку редуктор
имеет постоянное передаточное число, то изменение частоты качаний достигается
только изменением передаточного числа клиноременной трансмиссии и сменой шкива
на валу электродвигателя на больший или меньший диаметр.

Промышленностью
выпускается большое число станков-качалок различных типоразмеров (так называемый
нормальный ряд) грузоподъемностью на головке балансира от 10 до 200 кН, в
соответствии с широким диапазоном глубин и дебитов скважин, которые приходится
оборудовать штанговыми установками (ШСНУ).

Типоразмеры СК и их
основные параметры регламентируются государственным стандартом.

Штанговый
скважинный насос состоит из длинного (2 – 4 м) цилиндра той или иной
конструкции. На нижнем конце цилиндра укреплен неподвижный всасывающий клапан,
открывающийся при ходе вверх. Цилиндр подвешивается на трубах. В нем перемещается
поршень-плунжер, выполненный в виде длинной (1 – 1,5 м) гладко обработанной
трубы, имеющей нагнетательный клапан, также открывающийся вверх. Плунжер
подвешивается на штангах. При движении плунжера вверх жидкость через
всасывающий клапан под воздействием давления на приеме насоса заполняет
внутреннюю полость цилиндра. При ходе плунжера вниз всасывающий клапан
закрывается, жидкость под плунжером сжимается и открывает нагнетательный
клапан. Таким образом, плунжер с открытым клапаном погружается в жидкость. При
очередном ходе вверх нагнетательный клапан под давлением жидкости, находящейся
над плунжером, закрывается. Плунжер превращается в поршень и поднимает жидкость
на высоту, равную длине хода (0,6 – 6 м). Накапливающаяся над плунжером
жидкость достигает устья скважины и через тройник поступает в нефтесборную
сеть.

При перемещении
плунжера вверх на величину его хода Sn вытесняется объем жидкости

где F – площадь
сечения плунжера (или цилиндра насоса); f – площадь сечения штанг.

При перемещении
плунжера вниз на ту же величину Sп вытесняется дополнительный объем жидкости,
равный

За полный (двойной)
ход плунжера подача насоса равна сумме подач за ход вверх и ход вниз:

Если плунжер делает
n ходов в минуту, то минутная подача будет равна (qn). Умножая на число минут в
сутки, получим суточную подачу в объемных единицах

Между плунжером и
точкой подвеса штанг, т. е. головкой балансира, от которого плунжеру передается
возвратно-поступательное движение, находится длинная колонна штанг, которую
необходимо рассматривать как упругий стержень. Поэтому движение плунжера ни по
амплитуде, ни по фазе не совпадает с движением точки подвеса. Другими словами,
ход плунжера Sп не равен ходу точки подвеса S. Действительный ход плунжера не
поддается прямому измерению. Ход точки подвеса поддается измерению и бывает
известен из паспортной характеристики станка-качалки.

Поэтому в формулу
(10.1) вместо Sп подставляют S, при этом получается так называемая
теоретическая подача ШСН

Действительная
подача Qд, замеренная на поверхности после сепарации и охлаждения нефти, как
правило, меньше теоретической (за исключением насосных скважин с периодическими
фонтанными проявлениями) в силу целого ряда причин. Отношение Qд к Qт называют
коэффициентом подачи насоса, который учитывает все возможные факторы,
отрицательно влияющие на подачу ШСН. .Таким образом, коэффициент подачи

Для каждой
конкретной скважины величина η служит в известной мере показателем правильности
выбора оборудования и режима откачки установки. Нормальным считается, если η
>0.6 – 0.65.

Однако бывают
условия (большие газовые факторы, низкие динамические уровни), когда не удается
получить и этих значений коэффициентов подачи, и тем не менее откачка жидкости
с помощью ШСН может оставаться самым эффективным способом эксплуатации.

На коэффициент
подачи ШСН влияют постоянные и переменные факторы.

К постоянным
факторам можно отнести:

§ влияние
свободного газа в откачиваемой смеси;

§ уменьшение
полезного хода плунжера по сравнению с ходом точки подвеса штанг за счет
упругих деформаций насосных штанг и труб;

§ уменьшение объема
откачиваемой жидкости (усадка) в результате ее охлаждения на поверхности и
дегазации в сепарационных устройствах.

§ К переменным
факторам, изменяющимся во времени, можно отнести:

§ утечки между
цилиндром и плунжером, которые зависят от степени износа насоса и наличия
абразивных примесей в откачиваемой жидкости;

§ утечки в клапанах
насоса из-за их немгновенного закрытия и открытия и, главным образом, из-за их
износа и коррозии;

§ утечки через
неплотности в муфтовых соединениях НКТ, которые все время подвергаются
переменным нагрузкам.

Переменные факторы,
сводящиеся к различного рода утечкам, меняются во времени и поэтому их трудно
определить расчетным путем, за исключением утечек через зазор между плунжером и
цилиндром. Это приводит к тому, что коэффициент подачи η вновь спущенного в
скважину насоса, после незначительного его снижения в начальный период в
результате приработки плунжера, затем стабилизируется и длительное время
остается практически постоянным. Затем он заметно начинает снижаться в
результате прогрессирующего износа клапанов, их седел и увеличения зазора между
плунжером и цилиндром. Наряду с этим может произойти и резкое уменьшение
коэффициента подачи в результате смещения втулок насосов, отворотов и
неплотностей в муфтах.

Таким образом,
результирующий коэффициент подачи насоса можно представить как произведение
нескольких коэффициентов, учитывающих влияние на его подачу различных факторов:

где η₁ –
коэффициент наполнения цилиндра насоса жидкостью, учитывающий влияние
свободного газа; η₂ – коэффициент, учитывающий влияние
уменьшения хода плунжера; η_{3 –}коэффициент утечек, учитывающий
наличие неизбежных утечек жидкости при работе насоса; η_{4 –}коэффициент
усадки, учитывающий уменьшение объема жидкости при достижении ею поверхностных
емкостей.

Практическое занятие № 86

Тема: Расчет
подачи скважин насосов

Цель работы: научиться рассчитывать коэффициент
наполнения скважинного насоса.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Оснащение рабочего места: методические рекомендации, учебник С.Л.Никишенко «Нефтегазопромысловое
оборудование»

Порядок выполнения практического занятия:

4.
изучение материала

5.
записать методические
рекомендации – формулы с пояснениями

6.
решить задачи по вариантам

Методические указания по выполнению задания:

Влияние свободного газа, поступающего в
цилиндр насоса, на его подачу оценивают коэффициентом наполнения з_нап:

з_нап=V_ж(р_пн)/V,

где V_ж(р_пн) –
объем жидкости, поступающей в цилиндр насоса из скважины в течение хода
всасывания при давлении р_пн ; V=F_плS_пл – объем,
описываемый плунжером при всасывании; S_пл – длина
хода плунжера.

При решении практических и научных задач
советскими исследованиями используются зависимости, приведенные в работах. В
настоящее время наиболее полная расчетная схема процессов, протекающих в
цилиндре скважинного насоса, разработана М.М.Глоговским и И.И.Дунюшкиным. Она
включает 6 предельных случаев изменения характеристик газожидкостной смеси в
цилиндре при работе насоса в зависимости от предполагаемого течения процессов
фазовых переходов и сегрегации фаз.

В дальнейшем изложении индекс і соответствует
номеру рассматриваемого случая схемы (і=0 – 5), а индекс j –
номеру расчетного варианта (см. табл. 1).

Расчет коэффициента наполнения в
соответствии с этой схемой рекомендуется выполнять в следующем порядке.

1. і=0. При р_{вс ц}? р_нассвободный
газ в цилиндре насоса отсутствует и коэффициент наполнения определяют по
формуле

Множитель в знаменателе обусловлен тем,
что утечка жидкости в зазоре плунжерной пары происходит только при ходе
плунжера вверх, т.е. в течение половины времени работы насоса.

2. При , где – давление насыщения,
определенное с учетом сепарации газа у приема насоса, в цилиндре насоса в
течение по крайней мере части хода всасывания имеется свободный газ.

В общем случае зависимость для расчета
коэффициента наполнения з_напимеет следующий вид
для і=1, . . . 5:

з_напij= (1 – l_ут)/(1+R)
– дз_ij,

m_вр – отношение объема
вредного пространства насоса к объему, описываемому плунжером;
коэффициент К_зij зависит от характера фазовых
переходов и сегрегационных процессов. Ниже рассмотрены возможные предельные
варианты поведения газожидкостной смеси в цилиндре насоса при его работе
согласно.

3. і=1. Процесс растворения газа
неравновесный, т.е. растворимостью газа в нефти при увеличении давления в
цилиндре от р_{вс ц} до р_нцможно
пренебречь. Скорость сегрегации фаз такова, что к концу хода плунжера вниз
вредное пространство насоса заполнено только жидкостью.

К_з1j=0, , з_нап1j=(1
– l_ут)/(1+R).

Величина з_нап1jопределяет
верхнюю границу значений коэффициента наполнения, когда снижение объемной
подачи насоса по жидкости обусловлено только наличием свободного газа в
откачиваемой газожидкостной смеси.

4. і=2. Процесс растворения газа –
неравновесный. Одновременно отсутствует сегрегация фаз, т.е. нефть, свободный
газ и вода равномерно распределены в объеме цилиндра насоса.

В этом случае

К_з2j=(1+R)/[1+Rp_{вс ц}/с_нц]-1.

5. і=3. Процессы растворения и выделения газа
– равновесные, т.е. количество растворенного в нефти газа при произвольном
давлении в цилиндре распределяется зависимость (1), и сегрегация фаз
отсутствует. В этом случае при р_нц=р_нас к
моменту открытия нагнетательного клапана весь газ растворится в нефти и
коэффициент

6. і=4. Если принять соответственно l_ут=0;
=0; то получим общеизвестную формулу.

7. і=5. Если р_нц<, то
это означает, что за время нагнетания не весь свободный газ растворился в
нефти. В этом случае

Выше рассмотрены предельные случаи
поведения газожидкостной смеси. Однако реальные процессы, протекающие в
цилиндре насоса, им редко соответствуют.

Используя методику [24], можно с
достаточной степенью достоверности указать интервала значений, в которых должен
находиться фактический коэффициент наполнения. Как было указано ранее, верхней
границей для всех возможных случаев будет значение з_нап1j,
а нижняя граница будет изменяться в зависимости от того, к какому процессу –
равновесному или неравновесному – будет ближе реальное поведение газожидкостной
смеси в насосе. Для каждого из рассмотренныхслучаев можно определить средний
вероятный коэффициент наполнения , а также максимальное абсолютное отклонение д_i реального
коэффициента от вероятного среднего где і=2, . . . , 5.

Задание: выписать формулы с пояснениями

Задания для закрепления темы: составить 5 вопросов по теме

Критерии
оценивания:

Оценка 5 – формулы
записаны все с пояснениями, вопросы составлены верно

Оценка 4 – формулы
записаны все с пояснениями, вопросы составлены не верно

Оценка 3 – формулы
записаны без пояснений, вопросы составлены верно

Оценка 2 – формулы
не записаны, вопросы не составлены

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 87

Тема: Основные
неисправности при работе насосов, индикаторные динамограммы. Динамометрирование

Цель работы: научиться правильно читать практические
динамограммы, изучить законы их образования при различных условиях работы
глубинного насоса.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучить материал

2.
зачертить динамограмму

3.
записать формулы с пояснением

4.
ответить на вопросы

Методические указания по выполнению заданию:

Изменение нагрузки
на полированном штоке за время одного полного хода станка-качалки является
результатом сложного взаимодействия большого числа различных факторов. Чтобы
правильно читать практические динамограммы, необходимо изучить законы их
образования при различных условиях работы глубинного насоса.

К наиболее простым
случаям относятся следующие:

1. Глубинный
насос исправен и герметичен.

2. Погружение
насоса под динамический уровень равно нулю.

3. Цилиндр насоса
целиком заполняется дегазированной и несжимаемой жидкостью из скважины.

4. Движение
полированного штока происходит настолько медленно, что обусловливает полное
отсутствие инерционных и динамических нагрузок.

5. Силы
трения в подземной части насосной установки равны нулю.

Полученная при
этих условиях динамограмма называется простейшей теоретической динамограммой
нормальной работы насоса.

2.1.
Образование простейшей теоретической динамограммы нормальной работы насоса

Процесс образования простейшей теоретической динамограммы
начнем прослеживать с хода плунжера вниз, когда он с открытым нагнетательным
клапаном приближается к своему крайнему нижнему положению (рис. 2.1).

Рис 2.1.
Простейшая теоретическая динамограмма нормальной
работы насоса

В это время приемный клапан закрыт, и вес жидкости
принят насосными трубами, которые получили от этого соответствующее удлинение.
На полированный шток действует только нагрузка от веса штанг, погруженных в
жидкость. В крайнем нижнем положении плунжер останавливается и нагнетательный
клапан закрывается. Этот момент на динамограмме отмечается точкой А. При этом
давление жидкости в цилиндре насоса практически равно давлению в насосных
трубах над плунжером.

В следующий момент
полированный шток начинает двигаться вверх. Плунжер остается неподвижным по
отношению к цилиндру насоса, потому что упругие штанги не могут передать ему
движение до тех пор, пока они не получат полного растяжения от веса столба
жидкости в насосных трубах, приходящегося на площадь плунжера. Величина
растяжения штанг прямо пропорциональна величине воспринятой части веса
жидкости. Поэтому по мере увеличения растяжения штат нагрузка на полированном
штоке растет. Та часть жидкости, которую приняли на себя штанги, снимается с
труб.

Вследствие этого
трубы сокращают свою длину и их нижний конец, закрытый приемным клапаном,
движется вверх. Так как между приемным и нагнетательным клапанами в цилиндре
насоса находится практически несжимаемая жидкость, то движение нижнего конца
труб вверх вызывает также движение вверх плунжера вместе с насосом.

В любой момент
времени текущая величина растяжения штанг равна разности перемещений
полированного штока и плунжера. Поэтому, чтобы штанги получили полное
растяжение, необходимое для передачи движения плунжеру, полированный шток
должен пройти путь, равный сумме растяжения штанг и сокращения труб.

Нагрузка на
полированном штоке возрастает при одновременном перемещении его вверх. Поэтому
процесс восприятия штангами нагрузки от веса жидкости изображается на
динамограмме наклонной линией АБ. Линию АБ называют линией восприятия нагрузки.

Точка Б
соответствует:

a) окончанию
процесса растяжения штанг и одновременного сокращения труб;

b) началу движения
плунжера в цилиндре насоса;

c) моменту
открытия приемного клапана и началу поступления жидкости из скважины в цилиндр
насоса.

Во время последующего движения плунжера вверх па
полированный шток действует неизменная нагрузка, равная нагрузке в точке Б.
Поэтому динамограф прочерчивает прямую горизонтальную линию БВ, параллельную
нулевой линии динамограммы.

Точка В
соответствует:

a) крайнему
верхнему положению полированного штока и плунжера;

b) прекращению
поступления жидкости из скважины в цилиндр насоса;

c) моменту
закрытия приемного клапана;

Длина линии БВ в
масштабе перемещений соответствует длине хода плунжера в цилиндре насоса.

Из крайнего
верхнего положения полированный шток начинает движение вниз. Однако плунжер не
может двигаться вниз, так как под ним в цилиндре насоса находится практически
несжимаемая жидкость. Нагнетательный клапан не может открыться, потому что
давление в цилиндре насоса равно нулю, а над плунжером оно равно давлению всего
столба жидкости в насосных трубах. Поэтому плунжер остается неподвижным по
отношению к цилиндру насоса. Вследствие того, что плунжер стоит на месте, а
полированный шток движется вниз, длина штанг сокращается, и нагрузка от веса
жидкости постепенно передается на трубы. Давление в цилиндре насоса
увеличивается пропорционально сокращению штанг.

Воспринимая нагрузку от веса жидкости, трубы соответственно
удлиняются, и их нижний конец движется вниз. Так как плунжер опирается на
несжимаемый столб жидкости в цилиндре насоса, то он движется вниз, оставаясь
неподвижным по отношению к цилиндру насоса. Это вынужденное продвижение
плунжера замедляет сокращение штанг и снятие нагрузки от веса жидкости. Поэтому
штанга получают полное сокращение и полностью снимают с себя нагрузку от веса
жидкости только тогда, когда полированный шток проходит расстояние, равное
сумме сокращения штат и растяжения труб от веса жидкости (отрезок ГГ₁).

Вследствие
уменьшения нагрузки при одновременном перемещении полированного штока вниз,
процесс снятия со штанг нагрузки от веса жидкости изображается на динамограмме
наклонной линией ВГ. Линию ВГ называют линией снятия нагрузки.

По уже изложенным
причинам линия ВГ может быть принята за практически прямую, параллельную линии
АБ.

Точка Г
соответствует:

a) окончанию
процесса сокращения штанг и одновременного растяжения труб;

b) моменту
открытия нагнетательного клапана;

c) началу движения
плунжера вниз.

За время движения
плунжера вниз на полированный шток действует неизменная нагрузка, равная весу штанг,
погруженных в жидкость. Поэтому динамограф прочерчивает прямую
горизонтальную линию АГ, параллельную нулевой линии динамограммы.

Таким образом, простейшая теоретическая динамограмма нормальной
работы насоса при упругих штангах и трубах имеет форму параллелограмма.

На основании
изложенного можно сформулировать следующие характерные признаки практической
динамограммы, дающие право па заключение о нормальной работе насоса:

a) линии
восприятия и снятия нагрузки практически могут быть приняты за прямые;

b) линии
восприятия и снятия нагрузки у практической динамограммы
параллельны соответствующим линиям теоретической динамограммы и, следовательно,
параллельны друг другу;

c) левый нижний и правый верхний углы
динамограммы — острые.

2.2. Расчет и
построение теоретической динамограммы

Действующая
динамограмма работы глубинного насоса отличается от теоретической из-за влияния
множества факторов, основными из которых являются силы инерции и трения. Для
полного и правильного чтения динамограммы необходимо выявить вес факторы
влияния па работу насоса. Для этой цели на основе практической динамограммы
производят расчет элементов теоретической динамограммы и их совмещение. Этот
процесс называют обработкой динамограммы.

2.2.1.
Измерение усилий в точке подвеса штанг

Измерение нагрузки производят по вертикали, проведенной
перпендикулярно к нулевой линии динамограммы, которая прочерчивается перед
монтажом динамографа на канатной подвеске (рис. 2.2).

Рис. 2.2.
Иллюстрация к процессу обработки динамограммы

1 – расчетная; 2 – фактическая динамограмма.

Величина нагрузки
определяется по формуле:

Р
= L × р

где: Р
– величина нагрузки, кгс; L – расстояние по вертикали oт нулевой линии
до точки, где измеряется нагрузка, мм; р – масштаб усилий,
кгс/мм.

Масштаб усилий
прибора определяется при тарировке динамографа и представляет собой нагрузку,
вызывающую отклонение пера самописца прибора по вертикали на 1 мм.

2.2.2.
Измерение перемещения полированного штока

По динамограмме
перемещение измеряют по горизонтали между перпендикулярами, проведенными к нулевой
линии через заданные точки динамограммы. Для измерения фактического перемещения
необходимо знать масштаб перемещений т, представляющий собой
отношение длины хода полированного штока S_шт к длине динамограммы l (линия АГ₁
или Б₁В; рис. 2.1, 2.2);

Для обработки
полученной динамограммы необходимо построить на ней теоретическую, для чего
определяется величина статической нагрузки Р_ст по формуле:

Р_ст
= Р_ж + Р ^/_ш

где: Р_ж
– вес жидкости над плунжером насоса, кгс.

Р_ж
= 0,1 × F_пл ×
Н_н × g_ж

F_пл –
площадь сечения плунжера, см²;
Н_н – глубина спуска насоса, м; g_ж – плотность жидкости в подъемных трубах, г/см³;
Р ^/_ш– вес колонны штанг в жидкости, кгс;

Р
^/_ш =
Р _ш× j; Р _ш = q₁× l₁ + q₂× l₂

q₁ и q₂ – вес
1 м ступеней штат” в воздухе, кг; l₁и l₂– длина ступеней колонны штанг, м; g_ст – плотность материала штанг, равная 7,85
г/см³; g_ж
– плотность жидкости.

Для нанесения
линии веса штанг на динамограмму (см. рис. 2.2) определяют ее расстояние от нулевой
линии OS из выражения

Отложив величину L на
перпендикулярах, прочерчивают линию АГ₁. Расстояние линии
статической нагрузки от нулевой линии находят по формуле:

откладывают его на
вертикальной оси динамограммы и прочерчивают линию Б₁В. Линию
восприятия нагрузки АБ находят, откладывая на линии Б₁В величину
деформации штанг и труб в масштабе. Деформацию штанг λ_ш и
труб λ_т определяют по формуле:

где: f_ш –
площадь сечения штанг, см²;

f_ш = 0,785 × d² _ш; d_ш– средний диаметр штанг в ступенчатой колонне, см;

d₁ и d₂ диаметры
штанг в ступенчатой колонне, см; f_т–
площадь поперечного сечения трубы по телу, см².

Величина отрезка, соответствующая
величине деформации штанг и труб

Откладывая на
линии веса штанг отрезок Г₁Г = Б₁Б и соединяя точки А, Б,
Г и В, находим линию восприятия нагрузки АБ и линию снятия нагрузки ВГ.

На динамограмме
линия Б₁В представляет собой длину хода полированного штока S_шт, линия БВ – длину хода плунжера S_пл, а
линия АГ – эффективный ход плунжера S_эф. Из-за неполного наполнения цилиндра линии БВ и АГ
могут быть неравными.

2.3. Пример обработки практической
динамограммы

Обработку практической динамограммы
проведем на примере (рис. 2.2).

Исходные данные:

глубина спуска насоса Н_н,
м 1528

диаметр насоса d_н,
мм 43
количество штанг в комбинированной колонне, 191

в том числе: с d₁ = 7/8″ (22
мм) 88

с d₂ =
3/4″ (19 мм) 103

диаметр НКТ,
мм
73

дебит жидкости, м³/сут
25

плотность жидкости g_ж, г/см³
0,9

длина хода полированного штока S_шт, м
2,1

число качаний в минуту, n
8

масштаб усилий динамографа р,
кг/мм 125

длина динамограммы l,
мм 68

Масштаб
перемещений

Длина ступеней колонны штанг

l₂ =
1528 – 704 =824 м

Вес в воздухе 1 м ступеней штанг:
q₁ = 3,14
кгс, q₂= 2,35 кгс

Вес колонны штанг в жидкости

Расстояние линии веса штанг от нулевой
линии

Для насоса диаметром 43 мм площадь
плунжера равна 14,5 см².

Нагрузка от веса жидкости

Р_ж
= 0,1 ×
14.5 × 1528 × 0,9 = 1994кгс.

Расстояние линии статической нагрузки от
нулевой
линии

Определяем средний диаметр штанг

Средневзвешенная площадь сечения штанг

f_ш=
0,785 × 2,04² = 3,27см²

Деформация штанг и труб

Потеря хода
полированного штока в масштабе перемещений динамограммы (отрезок ГГ₁)

2.4. Практические динамограммы работы глубинного
насоса

В зависимости от
параметров глубиннонасосной установки практические динамограммы нормальной
работы насоса получают весьма разнообразные очертания.

2.4.1. Влияние
числа качаний

На динамограмме
появляются затухающие волнообразные изменения нагрузки при ходе плунжера вверх
и вниз. Причем, с увеличением числа качаний увеличивается их амплитуда, а число
полуволн уменьшается (рис. 2.3).

n –
7 n – 11 n – 13

Рис 2.3. Изменение
конфигурации динамограммы в зависимости от числа качаний

2.4.2. Влияние
глубины спуска насоса

С увеличением глубины
спуска насоса (рис. 2.4):

а) увеличивается
высота положения линии нагрузки при ходе вниз по отношению к нулевой линии;

b) увеличивается нагрузка от веса жидкости при сохранении
отношения веса штанг к весу жидкости;

c) на динамограмме укладывается меньшее число полуволн
колебаний нагрузки.

Рис. 2.4. Изменение очертаний
динамограмм в зависимости от глубины спуска

2.4.3. Утечки жидкости в
нагнетательной части насоса

Динамограмма при
этом имеет следующие очертания (рис. 2.5):

a) процесс восприятия нагрузки изображается линией, имеющей
меньший угол наклона к горизонтали, чем линия восприятия нагрузки при
нормальной работе насоса;

b) правый верхний угол закруглен;

c) линия снятия нагрузки идет более круто, и угол, образуемый
ею и нулевой линией, имеет больший наклон.

Рис. 2.5. Очертания теоретической и
практической динамограмм при утечках в нагнетательной части насоса

2.4.4. Утечки жидкости в приемной
части насоса

Характерные особенности динамограммы
насоса, имеющего утечки в приемной части, следующие (рис. 2.6):

a) процесс снятия нагрузки изображается наклонной линией, угол
наклона которой к нулевой меньше, чем у линии снятия нагрузки при нормальной
работе насоса, и меньше, чем угол наклона линии восприятия нагрузки;

b) левый нижний угол динамограммы закруглен;

c) линия восприятия нагрузки идет более круто и угол между
нею и нулевой имеет больший наклон, чем у линии восприятия нагрузки при
нормальной работе насоса;

При остановленном СКН повторно
прочерченная линия веса штанг перемещается к линии веса штанг и жидкости.

Рис 2.6. Очертания теоретической и
практической динамограмм при утечках в приемной части насоса

2.4.5. Одновременные утечки в
приемной и нагнетательной частях насоса.

Если глубиннонасосная установка имеет
одновременные утечки в нагнетательной и приемной частях насоса, то в
зависимости от того, какая из утечек преобладает, динамограмма приобретает
очертание, более схожее с очертаниями динамограммы при наличии только одной
утечки — в нагнетательной или в приемной части насоса. Характерной особенностью
одновременных утечек является закругление левого нижнего и правого верхнего
углов.

2.4.6. Утечка
жидкости из насосно-компрессорных труб

Утечка жидкости из
НКТ не придает динамограмме каких-либо специфических очертаний. Однако с
помощью динамографирования можно установить ее наличие, если место утечки
находится настолько ниже устья скважины, что изменение высоты столба жидкости в
трубах способно вызвать заметные изменения нагрузки на полированном штоке. Для
этого при остановленном СКН несколько раз прочерчивают линию максимальной
нагрузки в течение 10-15 мин. Если эта линия при повторной записи не совпадает
с первой, то имеют место утечки через НКТ.

2.4.7. Динамограммы
работы насоса при откачке жидкости с газом

Динамограммы работы
глубинного насоса при откачке жидкости с газом имеют следующие характерные
очертания: (рис. 2.7)

a) линия снятия
нагрузки представляет собой кривую с той или иной кривизной, выпуклость которой
обращена влево вверх;

b) процесс снятия
нагрузки протекает медленно, вследствие чего открытие нагнетательного клапана
происходит позже, чем при нормальной работе насоса;

c) левый нижний и правый верхний углы
динамограммы острые;

d) в случае значительных величин вредного пространства
и газосодержания смеси процесс восприятия изображается линией, несколько
отклоняющейся вправо от теоретической.

e) линии снятия и восприятия нагрузки параллельны.

Рис. 2.7. Очертание
практических динамограмм при откачке жидкости с газом

2.4.8. Низкая
посадка плунжера

При ударах плунжера
или штанг при ходе вниз, в зависимости от скорости посадки плунжера на
преграду, жесткости ее и расстояния от преграды до истинного крайнего
положения, снижение нагрузки и последующий набор этой нагрузки на динамограмме
записываются несколько по-разному. Если удар не резкий, нагрузка снижается
плавно, посадка плунжера записывается в виде петли в нижнем левом углу
динамограммы (рис. 2.8 а). Линия восприятия нагрузки отодвигается вправо от
своего нормального положения. При резких снятиях нагрузки (рис. 2.8 б, в) петля
может иметь несколько перехлестов. Петля удара всегда располагается ниже линии
статического веса штанг. При ударах плунжера полезная длина его хода
уменьшается на длину горизонтальной проекции петли.

а б в

Рис. 2.8. Очертания практических динамограмм при низкой
посадке плунжера

2.4 9. Прихват плунжера

Очертание
динамограммы в данном случае (рис. 2.9) зависит от конструкции насоса и от
места прихвата в цилиндре. Она записывается в виде узкой замкнутой кривой,
имеющей значительный наклон к нулевой линии. Максимальная нагрузка значительно
превосходит суммарный вес штанг и жидкости. Наклон динамограммы не равен
наклону теоретической линии восприятия нагрузки, потому что штанги работают за
пределом упругости. В силу неподвижности плунжера, при его прихвате, по
отношению к цилиндру насоса, линия перемещения практически отсутствует.

Рис. 2.9. Очертания
практических динамограмм при прихвате плунжера

а — в нижнем, б — в верхнем положении
его хода.

2.4.10. Обрыв или отворот плунжера

Обрыв (отворот) штанг записывается на
динамограмме в виде узкой горизонтальной замкнутой кривой (рис. 2.10).
Динамограмма совпадает с линией веса штанг, если обрыв произошел у самого
плунжера. При более высоких обрывах (отворотах), чем выше глубина обрыва
(отворота), тем меньше вес оставшейся части колонны штанг и тем ниже
располагается динамограмма.

Рис. 2.10. Очертания практических
динамограмм при обрыве (отвороте) штанг

Задание: законспектировать материал с формулами, зачертить динамограмму

Задания для закрепления темы: ответить на вопросы

1. Влияние числа качаний.

2. Влияние глубины спуска насоса.

3. Утечки жидкости в нагнетательной части насоса.

4. Низкая посадка плунжера.

5. Обрыв или отворот штанг.

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, сделана схема, ответы на вопросы
верны

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, не сделана схема, ответы на вопросы
не все

Оценка 3 –
записаны не все основные формулы и их пояснение, не сделана схема, ответы на
вопросы верны частично

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение, не сделана схема, ответы на вопросы не
верны

Информационное
обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 88

Тема: Расчет
НКТ на прочность, расчет резьбы на страгивающею нагрузку

Цель работы: научиться подбирать колонну НКТ.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучить материал

2.
записать методику решения

3.
решить задачу

Методические указания по выполнению заданию:

Для подбора ступенчатых колонн насосных штанг можно
применять два способа. При первом способе отыскивают точку, в которой напряжение
будет равно максимально допустимому. При штанг, втором способе подбирают
равнопрочную колонну ступенчатых штанг, для которой максимальное напряжение в
каждой ступени штанг равны.

Задача. Подобрать двухступенчатую колонну насосных штанг из
углеродистой стали 40, для работы вставного насоса с D_пл = 43 мм на глубине L = 1200м при факторе динамичности m = 0,2; плотность
добываемый нефти p = 900 кг/м³; диаметры штанг 16 и 19 мм.

Расчет ведем первым способом, определяя точку, в которой
напряжение равно максимально допустимому.

Длина нижней ступени штанг (счет индексов сверху)

Где 150 МПа – максимально допустимое напряжение; –
вес столба жидкости над плунжером, который равен F_плpgL = 14,6∙10^-4∙900∙9,81∙1200
= 15,5∙10³H; b = (p_ш – p)/ p_ш = (7850 – 900)/7850 = 0,885 – коэффициент потери
веса штанг в жидкости; f₂=
2 см²– площадь сечения штанг диаметром 16 мм; g₂= 16,4 H – вес 1 м этих штанг.

По формуле находим

Длина верхней ступени штанги

Где = 2,83∙10^-4 м²– площадь
сечения штанг диаметром 19 мм; g₁=
32,1 H
– вес 1 м этих штанг.

Общая длина двух ступеней получилось несколько больше заданной глубины
подвески насоса, следовательно, третья ступень не требуется. Для подвески
насоса на 1200 м следует уменьшить длину верхней ступени 111 м, и она будет
равна 497 – 111 = 386 м.

Максимальное напряжение в точке подвески штанг

Следовательно,

Такое значение напряжение допустимо для штанг из стали 40.

Задание: оформить задачу и решить

Задания для закрепления темы: выписать формулы с пояснением

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задача решена не верно

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задача решена
не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 89

Тема: Выбор
и расчет насосных штанг

Цель работы: научиться подбирать колонну штанг.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучение материала

2.
записать методические
рекомендации – формулы с пояснениями

Методические указания по выполнению заданию:

Для определения напряжений, возникающих в штангах,
необходимо найти наибольшие нагрузки за цикл хода вверх и вниз. При
динамическом или переходном режиме работы эти нагрузки определяются по
формулам:

где: Р_ж – вес столба жидкости
высотой h_д с учетом буферного давления с площадью, равной F_пл;

Р’_ж = (F_пл – f_шт)
·ρ_ж·g·L – вес столба жидкости в кольцевом пространстве;

F_пл, f_шт – площадь
поперечного сечения плунжера и штанг соответственно; L – глубина спуска насоса;

Р_шт – вес колонны штанг в воздухе;

Р^‘_шт – вес колонны штанг
в жидкости.

здесь S_А – длина хода точки подвеса
штанг;

Р_шт– вес колонны штанг в воздухе;

Р’_шт – вес колонны штанг в
жидкости;

α₁, α₂, а₁, а₂ –
кинематические коэффициенты А. С. Вирновского.

Затем находят наибольшее напряжение цикла (σ_max),
амплитуду напряжений цикла (σ_а) и приведенное напряжение σ_пр =
(σ_mахσ_а)^0,5.

При статическом режиме работы установки применяют
упрощенные формулы. При их выводе радиальными и окружными напряжениями в штангах,
пренебрегают:

где: а₀ – опытный коэффициент,
имеющий размерность удельного веса и учитывающий плотность жидкости, силы
трения и другие факторы, не поддающиеся аналитическому расчету. Его принимают
равным 11500 Н/м³; х – расстояние от рассчитываемого сечения штанг
до плунжера;

D – диаметр плунжера;

d_ш– диаметр штанг;

ΔР – перепад давления над плунжером;

ρ_ж– плотность жидкости; ω = π·n /
30 – угловая скорость вращения кривошипа;

m_ср – средний кинематический
показатель совершенства СК,

Кинематический показатель при ходе вверх (m_хв)
или вниз (m_хн) равен отношению максимального ускорения точки подвеса
штанг к его значению при гармоничном движений этой точки, т. е. по элементарной
теории

где: β₁⁰ – уголь между
балансиром и шатуном при крайнем верхнем положении заднего плеча балансира;

r- радиус кривошипа;

L_ш – длина шатуна.

По формуле А. С. Аливердизаде

где: k – заднее плечо балансира. Среднее напряжение
в штангах

где: ρ_ш – плотность материала
штанг.

Зависимость для среднего напряжения цикла, окружное
и радиальное напряжения в штангах, динамические силы, обусловленные движением
жидкости, были уточнены. Последние учитывают коэффициентом а’₀,
равным 1.15. В результате зависимость принимает следующий вид: для
одноступенчатой колонны

;

для ступенчатой колонны штанг можно получить

где: ΣР_шi – вес i-той секции
колонны штанг с учетом ниже расположенных секций,

f_xi – площадь поперечного сечения
i-той секции штанг.

При применении ступенчатой колонны штанг длины
ступеней подбирают так, чтобы наибольшие значения σпр для верхних секций
ступеней были одинаковы, т.е.

Задание: записать формулы с пояснением

Задания для закрепления темы: составить 5 вопросов по теме

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение,

Оценка 4 –
записаны не все основные формулы и их пояснение

Оценка 3 –
записаны не все основные формулы без пояснения

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 90

Тема: Выбор
и расчет насосных штанг

Цель работы: научиться подбирать колонну штанг.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучение материала

2.
записать методические
рекомендации – формулы с пояснениями

Методические
рекомендации

Расчет
и подбор скважинного оборудования

месторождение
насосный пластовый штанговый

Основной
задачей подбора глубинного оборудования является решение системы,
характеризующей понятие «скважина – ШСНУ» формулами:

–
добывные возможности скважины (2.1)

–
производительность насоса (2.2)

где:
QCKB – дебит скважины, м3/сут.

К
прод – коэфф. продуктивности пласта, т/сут МПа

Рзаб
– забойное давление, МПа.

рж –
плотность жидкости, т/м3.

d –
диаметр плунжера насоса, м.

S –
длина хода головки балансира, м.

n –
число качаний (двойных ходов) в минуту.

р –
относительная плотность жидкости.

б –
коэфф. подачи насоса.

То
есть, подбор насосного оборудования должен производиться при условии, когда
производительность насоса равна добываемым возможностям скважины.

(2.3)

(2.4)

Произведем
анализ глубинного оборудования для скважины № 8364 по следующим параметрам
скважины:

Нскв
= 1750 м – глубина скважины

qckb
= 3,7 м3/сут – дебит скважины.

Кпрод
= 0,078 т/сут = 0,83 т/сут МПа

Рпл
= 17,6 МПа – пластовое давление

рзаб
= 10,2 МПа – забойное давление

nв
=35,6% обводненность

Г0 =
50,6 м3/т газовый фактор

Рн =
0,807 т/м3 плотность нефти

коэффициент
растворимости газа 3 м3/м3 МПа

Рв =
1,187 т/м3 плотность воды

Определим
плотность жидкости.

Зная
плотность нефти и воды, и процентное содержание воды в добываемой продукции,
можно определить ее плотность:

(2.5)

где:
ђв – объемное содержание воды в добавляемой продукции

pн
рв – соответственно плотности нефти и воды (относительная)

рж
=(1 – 0,356)*0,807 + 0,35*1,187=0,94 т/м3

Определение
добывных возможностей скважины:

(2.6)

где
qckb – дебит скважины, м3/сут.

Кпрод
– коэфф. продуктивности пласта, т/сут МПа

Рпл
Рзаб – соответственно пластовое и забойное давление, МПа

рж –
плотность жидкости, т/м3

Дебиты
скважины до оптимизации:

после
оптимизации:

Определение
глубины спуска насоса:

(2.7)

т.е.
рассчитываем спуск насоса под уровень жидкости на 30 м

L –
глубина спуска насоса в скважину, м

Нскв
– глубина скважины, м.

Ндин
– динамический уровень, м. (от забоя):

(от
устья) (2.8)

где
Рзаб – забойное давление, Па.

р –
плотность жидкости, кг/м3.

g –
ускорение свободного падения, м/с

(от
забоя) (2.9)

(2.10)

Определение
коэффициента наполнения насоса.

При
глубине погружения насоса под уровень жидкости на 30 м

,
(2.11)

где
VCB – объем газа, поступающего на прием насоса в свободном виде, м3/м3 нефти

,
(2.12)

где
Г = Г0*pн – газовый фактор, м3/м3

Г =
50,6*0,807 = 8,4 м3/м3

Р =
H*p*g – давление на приеме насоса, МПа

Р =
102 * 940 * 9,81 = 0,94 МПа

б –
коэффициент растворимости, м3/м3*МПа

VH –
объем нефти, равный 1м3

Коэффициент
наполнения насоса чрезвычайно мал, поэтому для каждой скважины глубина
погружения насоса под уровень жидкости определяется в зависимости от плотности
жидкости в затрубном пространстве скважины. Но исследователями установлено, что
оптимальная глубина погружения насоса под уровень жидкости hн = 200 … 300 м.

(2.13)

Выбор
станка-качалки.

Подбор
СК производим согласно диаграмме А.И. Адонина.

Принимаем
коэффициент подачи насоса = 0,85.

Производим
выбор СК по таблицам оптимальных областей применения, или же по номограмме ОСТ
26-16-08-87 на СК. Выбираем 5СК6-1,5-1600, с параметрами: S = 1,6 м, n = 3,4
кач./мин. Выбираем насос d = 28 мм, НН2Б-32.

Параметры
работы СК:

(2.14)

(2.15)

Техническая
характеристика 5СК 6-1,5-1600:

Номинальная
нагрузка на устьевой шток 60 кН.

Длина
хода устьевого штока при порядковом номере отверстия на кривошипе 1-0,9 м,
2-1,2 м, 3-1,6 м.

Номинальный
крутящий момент на выходном валу редуктора 1,6 кН*м.

Число
качаний балансира в минуту 5-15.

Система
уравновешивания – комбинированная.

Редуктор
– Ц2Н-500.

Ремни
клиновые, типа Б – 3350.

Масса
комплекта – 6,5 т.

Техническая
характеристика штангового насоса исполнения НГВ – 1:

Условный
размер насоса 28 мм.

Длина
хода плунжера 1200 мм.

Напор
1200 м.

Длина
L = 3990 мм.

Диаметр
Д – 48,2 мм.

Масса
37 кг.

Подбор
насосных штанг.

Рассчитываем
штанги d = 19 мм в сочетании с насосом d = 32 мм, с пределами глубины спуска
1300 м, материал – углеродистая сталь 40, с допускаемым приведенным напряжением
70 МПа. Воспользуемся формулой Вирновского:

(2.16)

Среднее
напряжение цикла, действующее на верхнее сечение штанги, определяется по
формуле:

(2.17)

Предельная
амплитуда изменения напряжения определяется по формуле:

(2.18)

Максимальное
напряжение в опасном сечении колонны определяется как:

(2.19)

где
DH – диаметр насоса, мм.

прив
– приведенное напряжение в любом сечении колонны

lСТ
= 1,05 – средний кинематический коэффициент СК

–
угловая скорость кривошипов.

(2.20)

Проверим
напряжение в точке подвеса штанг, для чего определим максимальную нагрузку на
штанги, пользуясь статистически методом по формуле элементарной статистической
теории.

(2.21)

Pmax
= 0,785*0.0322*895*9,81*1340 + 2,35*9,81*1340*(1,6*3,42/1440 + + (7850 –
895)/7850) = 37*103 H

где
b – коэффициент, учитывающий потерю веса штанг в жидкости

Fпл
– площадь сечения плунжера

qшт
– масса 1 м штанг, диаметром 19 мм с муфтами

Максимальное
напряжение в точке подвески штанг:

где
fшт – площадь сечения штанг.

Подберём
сталь для штанг, исходя из установленных норм, допускаемых приведённых
напряжений.

Проверка
работоспособности станка-качалки.

Находим
крутящий момент с учетом вибрации штанг.

(2.22)

а =
5100 м/сек – скорость распространения звука в металле.

Минимальная
нагрузка на основе динамической теории по формуле И.А. Чарного:

(2.23)

–
коэффициент, учитывающий вибрацию штанг.

(2.24)

–
параметр, характеризующий режим откачки

Вес
жидкости определяется по формуле:

(2.25)

Вес
штанг определяется по формуле:

Ршт
= qшт*L = 2,35*1750 = 4112,5 Н. (2.26)

Максимальная
нагрузка на основе динамической теории определяется по формуле Чарного:

(2.27)

где
Рж – вес столба жидкости в НКТ над плунжером

(2.28)

Находим
фактическую производительность СШНУ с учетом потери длины хода плунжера.

Длина
хода плунжера по статической теории определяется по формуле:

(2.29)

где
– потери хода от удлинений штанг и труб, м

fпл
– площадь сечения плунжера, см2

fшт
– площадь сечения штанг, см2

Fтр
– площадь сечения тела труб, см2

Е =
0.21*1012Па

По
формуле Л.С. Лейбзона- А.С. Вирновского:

,
где (2.30)

(2.31)

Находим
фактическую подачу насоса:

Выбор
электродвигателя.

Необходимая
мощность двигателя в кВт определится по формуле:

(2.32)

где
nн = 0,9 – КПД насоса;

nск
= 0,82 – КПД станка-качалки;

К =
1,2 – коэффициент степени уравновешенности СК для уравновешенной системы;

б –
коэффициент подачи насоса

Ндин
– расстояние от устья до динамического уровня

Выбираем
электродвигатель АОП мощностью 10 кВт со следующей технической характеристикой
короткозамкнутого асинхронного электродвигателя с повышенным пусковым моментом
серии АОП – 62 – 4:

Номинальная
мощность 10 кВт.

Частота
вращения 1460 об/мин.

Скольжение
2.67%.

Ток
в статоре 20 А.

КПД
86,5%

cos
ф 0,87.

маховой
момент ротора 5880 Н*м.

Расчёт
уравновешивания станка – качалки.

Вес
колонны штанг составит

(2.33).

где
qшт – вес 1 м штанг с муфтами

b –
коэффициент, учитывающий потерю веса штанг в жидкости

Вес
жидкости

(2.34)

где
L – глубина спуска насоса, м;

h –
глубина погружения насоса под динамический уровень, м;

рж –
плотность жидкости.

Расстояние
от оси кривошипного вала до центра тяжести роторных противовесов (при 4-х
противовесах на каждом кривошипе массой 750 кг каждый).

(2.35)

Подбор
прочего оборудования.

По
ГОСТу 1284-57 выбираем клиновидные ремни типа В-4000.

Для
соединения сальникового штока с головкой балансира выбираем канатную подвеску
ПКН-5, грузоподъемностью 5 т.

Учитывая,
что максимальная длина хода станка-качалки не превышает 3000 м, выбираем
сальниковый шток d = 36 мм, длиной 5600 мм.

Для
подвески НКТ и герметизации устья выбираем арматуру типа ОУ-140-146/168-65 или
ОУШ 65/50×140.

Диаметр
выкидной линии определяем по формуле:

(2.36)

но
выбираем диаметр выкидной линии, условно равный 50 мм.

Выбор
колонны НКТ.

НКТ
необходимо выбрать с учетом того, чтобы при спуске плунжера – плунжер мог бы
проходить через колонну НКТ.

Выбираем
НКТ диаметром 60 мм, с dBH = 50 мм.

Осевые
растягивающие силы могут произвести разрушение колонны НКТ в наиболее слабом
месте – в нарезанной части или муфтовом соединении. Наиболее нагруженная труба
в подвешенной колонне -верхняя. Максимальная растягивающая нагрузка Р,
определяется:

(2.37)

где
Ртруб – вес колонны труб, кг;

Рнас
– масса насоса;

qтр
– масса 1м трубы вместе с муфтой;

Lтp
– длина труб.

Ртруб
= Lтр*qтр = 1340 * 7 = 9380 кг (2.38)

Рж =
Lтр*рж*Fвн = 1750*940*0.002 = 3290 Н (2.39)

где
рж – плотность жидкости;

F вн
– площадь поперечного сечения труб.

Qком
Qг = Qн * Гф, (2.50)

где
Qн – дебит нефти, т/сут; Гф – газовый фактор, м 3/т.

Задание: записать формулы с пояснением

Задания для закрепления темы: составить 5 вопросов по теме

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение,

Оценка 4 –
записаны не все основные формулы и их пояснение

Оценка 3 –
записаны не все основные формулы без пояснения

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 91

Тема: Изучение
конструкции узлов станка – качалки

Цель работы: обобщить знания о конструкции узлов станка – качалки

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучить материал

2.
зарисовать схему СК и описать
ее

3.
заполнить таблицу

4.
составить тест

Методические указания по выполнению заданию:

СТАНОК-КАЧАЛКА
– агрегат для приведения в действие глубинного насоса при механизированной
эксплуатации нефтяных скважин. Возвратно-поступательное движение плунжеру
глубинного насоса передаётся через штанги и шток.

Станок-качалка
устанавливается на фундаменте над устьем скважины. В зависимости от количества
одновременно обслуживаемых скважин станки-качалки бывают индивидуальные,
спаренные и групповые. На практике чаще всего применяются индивидуальные
станки-качалки.

В
зависимости от характера передачи движения к штоку индивидуальные
станки-качалки бывают балансирного и безбалансирного типа. Наиболее
распространены балансирные индивидуальные станки-качалки, которые отличаются от
безбалансирных принципом действия и конструкцией механизма, преобразующего
вращательное движение вала двигателя в возвратно-поступательное движение штока
и колонны штанг.

Несмотря
на многообразие типов и конструкций безбалансирных индивидуальных
станков-качалок, они не нашли достаточного распространения в нефтедобывающей
промышленности вследствие ряда существенных недостатков. Основным типом
приводов глубинных плунжерных насосов в современной практике глубинно-насосной
нефтедобычи являются балансирные индивидуальные станки-качалки с механическим,
пневматическим и гидравлическим приводом.

Назначение
станка качалки

Станомк-качамлка
– один из элементов эксплуатации нефтедобывающих скважин штанговым насосом.
Операторы по добыче нефти и газа определяют это оборудование как:
“Индивидуальный балансирный механический привод штангового насоса”.

Станок-качалка
является важным видом нефтегазового оборудования и используется для
механического привода к нефтяным скважинным штанговым (плунжерным) насосам.
Конструкция станка-качалки представляет собой балансирный привод штанговых
насосов, состоящий из редуктора и сдвоенного четырехзвенного шарнирного
механизма.

Станок-качалка
предназначен для индивидуального механического привода к нефтяным скважинным
штанговым насосам. Станок-качалка конструктивно представляет собой
индивидуальный балансирный привод штанговых насосов, состоящий из редуктора и
сдвоенного четырехзвенного шарнирного механизма, с роторным и
роторно-балансирным уравновешиванием, преобразующим вращательное движение
кривошипов в вертикальное движение канатной подвески устьевого штока с
прикрепленной к нему колонной насосных штанг.

Конструкция

Cтанок-качалка
CK-7: 1 – рама; 2 – стойка; 3 – кривошипы; 4 – балансир; 5 – шатуны; 6 – редуктор;
7 – электродвигатель; 8 – противовесы; 9 – тормоз.

Станок-качалка
устанавливается на специально подготовленном фундаменте (обычно бетонном), на
котором устанавливаются: платформа, стойка и станция управления.

После
первичного монтажа на стойку помещается балансир, который уравновешивают т. н.
головкой балансира. К ней же крепится канатная подвеска (последняя соединяет
балансир с полированым сальниковым штоком).

На
платформу устанавливается редуктор и электродвигатель. Иногда электродвигатель
расположен под платформой. Последний вариант имеет повышенную опасность,
поэтому встречается редко. Электродвигатель соединяется с маслонаполненным
понижающим редуктором через клино-ременную передачу. Редуктор же, в свою
очередь, соединяется с балансиром через кривошипно-шатунный механизм. Этот
механизм преобразует вращательное движение вала редуктора в
возвратно-поступательное движение балансира.

Станция
управления представляет собой коробочный блок, в котором расположена электрика.
Вблизи станции управления (или прямо на ней) выведен ручной тормоз
станка-качалки. На самой станции управления расположен ключ (для замыкания
электросети) и амперметр. Последний – очень важный элемент, особенно в работе
оператора ДНГ. Нулевая отметка у амперметра поставлена в середину шкалы, а
стрелка-указатель движется то в отрицательную, то в положительную область.
Именно по отклонению влево-вправо оператор определяет нагрузку на станок –
отклонения в обе стороны должны быть примерно равные. Если же условие равенства
не выполняется, значит, станок работает вхолостую.

Рис.10.9. Схема
балансирного станка-качалки:

1 –
канатная подвеска; 2 – балансир с поворотной головкой; 3 – опора балансира; 4 –
стойка; 5 – шатун; 6 – кривошип; 7 – редуктор; 8 – ведомый шкив; 9 – клиноременная
передача; 10 – электромотор; 11 – ведущий шкив; 12 – ограждения; 13 – салазки
поворотные для электромотора; 14 – рама, 15 – противовес, 16 – траверса, 17 –
тормозной шкив.

Предусмотрено
механизированное плавное перемещение кривошипных противовесов, при котором
достигается лучшее уравновешивание СК.

Качалки
оборудованы двухколодочным тормозом с ручным приводом. Тормозной барабан
закреплен на трансмиссионном валу редуктора. С помощью тормоза балансир и
противовесы качалки могут быть зафиксированы в любом положении.
Электродвигатель устанавливается на салазках, наклон которых регулируется для
достижения необходимого натяжения тиксотропных ремней трансмиссионной передачи.
Изменение длины хода балансира достигается перестановкой пальца шатуна на кривошипе,
а изменение числа качаний достигается сменой шкива на валу электродвигателя на
другой размер.

Основные
узлы станка-качалки – рама, стойка в виде усеченной четырехгранной пирамиды,
балансир с поворотной головкой, траверса с шатунами, шарнирно-подвешенная к
балансиру, редуктор с кривошипами и противовесами. СК комплектуется набором
сменных шкивов для изменения числа качаний, т.е. регулирование дискретное. Для
быстрой смены и натяжения ремней электродвигатель устанавливается на поворотной
салазке.

Монтируется
станок-качалка на раме, устанавливаемой на железобетонное основание
(фундамент). Фиксация балансира в необходимом (крайнем верхнем) положении
головки осуществляется с помощью тормозного барабана (шкива). Головка балансира
откидная или поворотная для беспрепятственного прохода спускоподъемного и
глубинного оборудования при подземном ремонте скважины. Поскольку головка
балансира совершает движение по дуге, то для сочленения ее с устьевым штоком и
штангами имеется гибкая канатная подвеска. Она позволяет регулировать посадку
плунжера в цилиндр насоса для предупреждения ударов плунжера о всасывающий
клапан или выхода плунжера из цилиндра, а также устанавливать динамограф для
исследования работы оборудования.

Амплитуду
движения головки балансира (длина хода устьевого штока-7 на) регулируют путем
изменения места сочленения кривошипа шатуном относительно оси вращения
(перестановка пальца кривошипа в другое отверстие). За один двойной ход
балансира нагрузка на СК неравномерная. Для уравновешивания работы станка-качалки
помещают грузы (противовесы) на балансир, кривошип или на балансир и кривошип.
Тогда уравновешивание называют соответственно балансирным, кривошипным
(роторным) или комбинированным.

Блок
управления обеспечивает управление электродвигателем СК в аварийных ситуациях
(обрыв штанг, поломки редуктора, насоса, порыв трубопровода и т.д.), а также
самозапуск СК после перерыва в подаче электроэнергии.

Задание: нарисовать схему станка – качалки и подписать ее, заполнить
таблицу-узел/назначение

Задания для закрепления темы: составить тест

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
таблица заполнена верно, схема описана верно

Оценка 4 –
таблица заполнена с незначительными ошибками , схема описана верно

Оценка 3 –
таблица заполнена не полностью с ошибками, схема описана с неточностями

Оценка 2 –
таблица заполнена не верно или не заполнена, схема не описана

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 92

Тема: Изучение
конструкции узлов станка – качалки

Цель работы: сформировать умение выполнять расчеты по проектированию
технологического режима работы скважин, оборудованных ШСНУ

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1. Внимательно прочитайте задания

2. Выполните расчеты

3. Оформите отчет

4. Запишите выводы

5. Подготовьтесь к защите практической работы по
контрольным вопросам

Общие положения

Установки скважинных штанговых
насосов (УСШН) широко применяются для эксплуатации различных категорий скважин.
Осложнение условий эксплуатации добывающих скважин расширяет и область
применения УСШН. Одна из основных задач проектирования эксплуатации скважин
УСШН – обоснование и выбор (на первом этапе – предварительный или
ориентировочный) компоновки УСШН для заданных условий эксплуатации.

Под компоновкой СШПУ понимают
взаимосвязанную совокупность следующих параметров: диаметр и тип скважинного штангового
насоса, глубина его спуска и конструкция колонны НКТ, а также типоразмер
предварительно заданного станка-качалки, определяемых на начальном этапе
проектирования. На следующем этапе проектирования СШНУ обосновывают конструкцию
штанговой колонны, уточняют типоразмер станка-качалки и рассчитывают другие
многочисленные характеристики.

Обоснование конструкции
штанговой колонны – наиболее ответственный этап проектирования установки, так
как штанговая колонна – это тот элемент системы, который, в первую очередь,
определяет длительность и безотказность работы установки в целом. Под
конструкцией штанговой колонны понимается совокупность диаметров и длин
отдельных ступеней штанг, изготовленных из соответствующих сталей. В практике
насосной эксплуатации скважин большое распространение получили таблицы
АзНИПИнефти.

Режим работы скважинной насосной
установки может быть статическим и динамическим. Статический режим- это такой,
для которого экстремальные нагрузки практически не зависят от динамических составляющих.
Если в общем балансе экстремальных нагрузок динамические нагрузки большие, то
режим работы установки

называется динамическим. Критерий для
определения режима работы установки называется критерием Коши.

При нормальной работе насосной установки
наибольшие напряжения действуют в точке подвеса штанг. Различают следующие
напряжения, действующие в точке подвеса штанг:максимальное напряжение цикла,
минимальное напряжение цикла, амплитудное напряжение цикла, среднее напряжение
цикла, приведенное напряжение цикла. В каждом конкретном случае необходимо
рассчитать приведенное напряжение цикла и сравнить его с допускаемым
приведенным напряжением для различного материала штанг. Колонна штанг
считается правильно выбранной, если _≤

Задание 1.

а) Подобрать тип станка – качалки , диаметр и тип насоса,
диаметр насосных труб, конструкцию штанговой колонны.

б) Рассчитать экстремальные нагрузки на колонну штанг

в) Рассчитать
приведенное напряжение и сравнить его с допускаемым

г) Установить режимные параметры работы насоса

Исходные данные для расчета представлены в таблице 1.

Таблица 1.

№ варианта	1;2	3;4	5;6	7;8	9; 10	11; 12	13; 14
Глубина скважины Н, м	1300	1400	1550	1620	1680	1720	1820
Диаметр эксплуатационной колонны D,мм	146	146	146	146	146	146	168
Абсолютное пластовое давление Р_пл, МПа	18,4	10,8	11,2	1,6	12,1	14,.2	14,6
Газовый фактор G₀_,м³/т	120	125	130	135	140	56	56
Удельный вес нефти или ее плотность р_н _,т/м³	0.843	0.8	0.844	0,84	0.845	0.8	0.8
Содержание воды и продукции п_в, %	20	20	30	30	30	40	80
Плотность газа р_г, кг/м	1.7	1.8	1.9	1.6	1.9	1.9	1.2
Плотность воды р_в кг/м³	1000	1020	1120	1000	1100	1120	1 120
Давление насыщения Рнас , МПа	5.9	5,9	5.9	6.8	7.5	8.5	8.5
Коэффициент продуктивности К, т/сут ∙ат	0.25	0.22	0,19	0.22	0.22	0.22	0.5
Коэффициент сжимаемости в	1,12	1.2	1,3	1,2	1,2	1.12	1.12
Забойное давление, Р_забМПа	7.5	8,2	8.5	8.6	9,0	9,5	9.5

Продолжение таблицы 1

№ варианта	15,16	17,18	19,20	21,22	23,24	25,26	27,28
Глубина скважины Н, м	1920	2060	2110	2108	2298	2350	2570
Диаметр эксплуатационной колонны D,мм	146	146	146	146	146	146	146
Абсолютное пластовое давление Р_пл, МПа	14,6	16,7	17	17,2	19	19,2	20,4
Газовый фактор G₀_,м³/т	56	150	165	170	180	190	200
Удельный вес нефти или ее плотность р_н _,т/м³	0,8	0846	0,98	0,848	0,85	0.88	0,85
Содержание воды и продукции п_в, %	50	1	1,5	2	10	–	20
Плотность газа р_г, кг/м	1,2	1,8	1,8	1,2	1,9	1,2	1,2
Плотность воды р_в кг/м³	1120	1100	1120	1100	1000	1000	1000
Давление насыщения Рнас , МПа	8,5	9,8	9,8	9	9,2	9,2	9
Коэффициент продуктивности К, т/сут ∙ат	0,286	0,6	0,36	0,48	0,32	0,32	0,18
Коэффициент сжимаемости в	1,2	1,2	1,12	1,12	1,12	1,2	1,12
Забойное давление, Р_забМПа	9,6	10,6	10,8	11,3	11	12,9	13

Методические указания по
выполнению задачи №1

1.Определяем
фактический дебит скважин по уравнению

Qф=К∙ (Р_пл — P_заб) ,
(т/сут),
(1)

где:

К- коэффициент
продуктивности, т/сут ∙МПа

2. Определяем длину
спуска насоса по формуле

,
(2)

Где р_см
плотность смеси (пластовой жидкости ) , кг/м³.

Оптимальное давление на
приеме насоса определяется из выражения

Рпр.опт=0,3∙Рнас,
(3)

р_см – определяется с учетом процентного
содержания воды в нефти по формулам

если п_в>80% , то

p_см=p_в∙n_в+р_н∙(1- п_в), кг/м³;
(4)

если n_в<80% , то

;кг/м³
(5)
3. Определяем теоретическую подачу

Q_{об.теор.}= Q_ф /( p_см ∙ η) , м³ / сут ,
(6)

где η -коэффициент подачи (η =0.6-0.8)

4. По диаграмме Адонина, зная объемную производительность и
глубину спуска насоса , находим область , в которой находится станок-качалка и
диаметр насоса для заданных условий.

5. Выбираем тип насоса с учетом глубины спуска: невставной (
трубный) до 1500 м , вставной свыше 1500 м.

6. Выбираем диаметр НКТ по таблице 2.

Таблица 2.

Тип насоса	Диаметр НKT. мм	Диаметр насоса, мм
Вставные	60	28,32
73	38,43
89	55,56
114	68,70
Не вставные	48	28,33
60	43,44
73	55.56
89	68.7
114	93.95

7. Выбираем по рекомендациям таблицы (стр.256 Юрчук A.M. «Расчеты в добыче нефти» )

или по Номограмме Грузинова конструкцию колонны штанг.

8. Определяем фактическое число качаний, зная максимальную длину
хода плунжера фактическую производительность по формуле:

n ,
(7)

где
F_пл= (π∙D_пл² / 4) ∙ 10^-4, м²(8)

9.Определяем необходимую мощность и выбираем тип электродвигателя

N=0,000401
∙∙D_пл²∙S_пл∙р_см∙H‘_дин∙( (1- η_ск∙ η_{нас )}/ (η_нас∙ η_ск)+ η) ∙ К, кВт, (9)

H‘_дин ⁼ H_скв
– Н_дин, превышение над динамическим уровнем, м ,

Н _дин -динамический столб жидкости , м

Н _дин=,
(10)

η_нас
– КПД насоса η_нас=0,9

η_скв
– КПД станка-качалки η_скв = 0,8

К – коэффициент уравновешенности станка-качалки

К=1,2

1.
По выбранной
конструкции колонны штанг проверяем материал штанг на прочность.

Производим расчет экстремальных нагрузок, действующих на штанги

а).Вычисляем критерий Коши

F= π ∙n∙L / 30∙ a
,
(11)

Где n -число качаний балансира в минуту

L–
глубина спуска насоса в скважину (м)

а- скорость звука в колонне штанг (м/с)

для одноступенчатой а=4600

для двухступенчатой а=4900

для трехступенчатой а=5300

б) Определяем максимальную нагрузку по формуле Муравьева:

Рmах=Рж+Рш( в+т ),
(12)

Где Рж – полный вес столба жидкости, Н

P_ж=( F_пл∙L∙p_см∙g)/10 ⁴,
(13)

F_пл -площадь сечения плунжера, см²

L– глубина спуска насоса, м

p_см -плотность смеси, кг/м³

Р_ш -полный вес насосных штанг

P_ш=q₁l₁₊q₂l₂, H
(14)

Где q₁, q₂ -вес на 1м насосных штанг

l₁=L∙n

п– процентное соотношение данного диаметра штанг (берется из
таблицы стр.256 Юрчук A.M.
«Расчеты в добыче нефти» )

l₁– длина первой ступени штанг, м

l₂– длина второй ступени штанг,
м

т = S∙n/1440

т – фактор динамичности

в =( р_шт – р_см)
/р_шт

в– коэффициент потери веса штанг в жидкости

р_шт ⁼ 7850 кг/м³

по формуле Чарного :

P_max₌P_ж +P_ш (в + S∙n²/1800 ∙ tg µ / µ),
(15)

Где tgµ/µ – коэффициент, учитывающий вибрацию штанг,

µ – параметр характеризующий режим откачки, равный 0,455∙180/3,14=25,4 градус / с

tg µ/µ =25,4/0,455=0,470/0,445=1,055

в) Определяем минимальную нагрузку по формуле
Чарного

Pmin=Рш( в- S∙n² / 2400 ), (16)

г) Определяем диапазон изменения результатов по минимальной и
максимальной нагрузкам. Для дальнейших расчетов используем экстремальные
значения P_max , P_min

Рассчитываем максимальное напряжение цикла

б_max=(P_max / f _шт )∙ 10 ^-6МПа
, (17)

где f_шт= π∙d _шт²/4

Рассчитываем минимальное напряжение цикла

б_min=(P_min / f _шт )∙ 10 ^-6МПа (18)

Рассчитываем амплитудное напряжение цикла

б_а=( б _мах – б_min) /2,
(19)

Рассчитываем среднее напряжение цикла

б_ср=( б _мах + б_min) /2,
(20)

Рассчитываем приведенное напряжение цикла

б_{пр =}_,(21)

Сравниваем полученное значение с допускаемым приведенным
напряжением используемой колонны штанг и делаем вывод о правильности выбора колонны
штанг.

11. Выбираем оптимальный режим работы станка-качалки выбранной
марки. При выборе оптимального режима работы следует исходить и условия
получения минимальных напряжений в штангах, а следовательно, и минимальной
нагрузки на головку балансира с последующей проверкой прочности штанг на разрыв
и выносливость (частотность обрыва). Для указанного условия (минимума
напряжений в штангах) основные параметры работы насоса связаны между собой
следующей зависимостью:

n = 8,9 · ; (22)

F_пл = 0,29 · ,
(23)

Где

q_cp=(q₁∙n₁+q₂∙n₂)∙g
/ 100, Н/м,
(24)

D_пл = ,
(25)

Для определения наивыгоднейшего режима, соответствующего
минимальному напряжению в штангах, возьмем ряд возможных режимов. Вначале
задаемся для принятого типа станка-качалки S_пл и подсчитываем число качаний по
формуле (22), площадь плунжера по формуле (23), максимальную нагрузку по
формуле (27), диаметр плунжерапо формуле (25) .

Затем задаемся стандартными значениями п и находим по
формуле соответствующие им значения F_m. На основе вычисленных значений F_m и принятых значений п находим по формуле (26) величину S_пл

S = ,
(26)

P_max = + q_ср · L · g · (b + ), (27)

Результаты вычислений сведем в таблицу :

Таблица. Режимные параметры работы штангового насоса

Номер режима	S, м	n	F_пл, см²	D_пл, см	P_max, H
При стандартных значениях S
1
2
3
4
При стандартных значениях n
5
6
7

Наивыгоднейшим режимом работы
насоса считается тот при котором будут минимальные напряжения в колонне штанг и
близкие значения числа качаний и длины хода плунжера к расчетным фактическим
данным.

Проверим наиболее близкие к оптимальному режимы на
выносливость штанг, характеризуемые частотой их обрыва.

Ввиду того, что наибольшее число обрывов наблюдается, как правило,
в верхней части колонны штанг, расчет ведем для верхней ступени.

К = п ( D_n_л/ d_шт),
(28)

п – число качаний для данного режима(берется из таблицы),

D_пл – диаметр плунжера, см

D_шт– диаметр верхней ступени штанг, см.

Наиболее выгодным режимом с обрывов штанг является режим с
наименьшим коэффициентом К.

Если полученные расчетным путем режимные параметры (D_пл и п) получились нестандартными,
принимая для наивыгоднейшего режима стандартный диаметр плунжера, найдем
необходимое число качаний в минуту

n = n_расч (D_{пл.расч/}D_станд),кач/мин

По справочнику для принятого типа станка-качалки наводим
стандартные числа качаний. Берем ближайшее большее число качаний. Если же по
режиму работы скважины это недопустимо, то необходимо изготовить шкив соответствующего
диаметра и установить его на электродвигателе.

Диаметр этого шкива определяется по формуле:

d_эл= n∙d_p∙I / n_эл,(29)

Где d – диаметр шкива редуктора;

i–
передаточное число редуктора.

п_эл
– число оборотов вала электродвигателя в минуту.

п – число качаний в минуту.

Задание 2. Определить по диаграмме работу глубинного штангового насоса
(рис. 1.) максимальную и минимальную нагрузки на сальниковый шток, амплитуду
колебаний нагрузки, максимальное напряжение в верхней штанге и коэффициент
подачи насосной установки. Исходные данные в таблице 3.

Таблица 3. Исходные данные

Наименование исходных данных	ВАРИАНТЫ
1,11,21	2,12,22	3,13,23	4,14,24	5,15,25
Масштаб хода	1:15	1:30	1:45	1:45	1:30
Масштаб усилий динамографа на одно деление 100% шкалы ; кН	40	80	100	40	80
Диаметр верхней штанги, мм	19	22	25	22	25
Наименование исходных данных	ВАРИАНТЫ
6,16,26	7,17,27	8,18,28	9,19,29	10,20,30
Масштаб хода	1:45	1:15	1:30	1:45	1:15
Масштаб усилий динамографа на одно деление 100% шкалы ; кН	100	40	80	100	40
Диаметр верхней штанги, мм	25	19	25	22	19

Рисунок 1. Динамограмма работы штангового насоса

Методические указания по
выполнению задачи №2

1)
Определяем максимальное усилие Р_мах ( точка М)

2)
Определяем минимальное усилие P_min ( точка А)

3)
Определяем амплитуду колебаний нагрузки за 1 цикл (ход
верх и вниз )

б_а=P_max – P_min,
(30)

4)
Определяем максимальное напряжение в верхней штанге по формуле (17) .

5) Определяем потерю хода плунжера (рис 1. отрезок в-В) вследствие
деформации насосных штанг и труб .

6) Определяем коэффициент подачи насосной установки, учитывающий
наполнение насоса и упругие удлинения штанг и труб (равен отношению отрезков).

η = BC / Ad

Задание: оформите задачи

Задания для закрепления темы: ответьте на вопросы

1. Какие виды
глубинонасосной эксплуатации вы знаете? Объясните схему работы штанговой
скважинной насосной установки (ШСНУ)

2.
Какие типы
штанговых скважинных насосов ( ШСН) вы знаете? Назовите их отличия преимущества и недостатки

3.
Отличие насоса
НСН-1 от НСН-2 достоинства и недостатка.

4.
Виды плунжеров
условия их применения?

5.
Каково
назначение труб и штанг?

6.
Для чего
предусмотрено устьевое оборудование насосной установки?

7.
Опишите устройство устьевой
арматуры АУ-140-50

8.
Объясните назначение и
устройство станка-качалки

9.
Объясните устройство и принцип
работы цепного привода штангового скважинного насоса (ШСН)

10. С какой целью уравновешивают станки-качалки (СК).
Способы уравновешивания СК.

11. Какие нагрузки действуют на штанги и
станок-качалку при работе ШСНУ?

12. Как выбирают оборудование и устанавливают параметры
работы штанговой насосной установки?

13. Объясните причины отличия длины хода плунжера от
длины хода полированного штока.

14. Что называют подачей штанговых
скважинных установок?

15. Что называется коэффициентом
наполнения и коэффициентом подачи ШСНУ?

16. Какие факторы, влияют на подачу штангового
скважинного насоса?

17. Объясните направления возможного повышения
коэффициента действия штангового насоса

18. Какие виды неполадок можно выявить
с помощью динамограмм?

19. Для чего предназначен
штанговрашатель и где он устанавливается?

20. Как выбирается оборудование и
устанавливается оптимальный режим работы ШСНУ

21. Как устанавливается оптимальный
режим работы ШСНУ?

22. Когда и как организуют периодическую эксплуатацию
насосных скважин, оборудованных ШСНУ?

23. Охарактеризуйте методы борьбы с вредным влиянием газа в скважинах, оборудованных ШСНУ

24. Охарактеризуйте методы борьбы с вредным влиянием песка в скважинах, оборудованных ШСНУ

25. Охарактеризуйте методы борьбы с АСПО в скважинах, оборудованных ШСНУ

26. Охарактеризуйте методы борьбы с водонефтяной эмульсией
в скважинах, оборудованных ШСНУ

27. Охарактеризуйте методы борьбы с отложениями солей в скважинах, оборудованных ШСНУ

28. Расскажите об особенностях эксплуатации наклонных
и искривленных скважин

29. Расскажите об особенностях эксплуатации
малодебитных скважин, оборудованных ШСНУ

30. Какие приборы используются при измерении нагрузок
на штанги

31. Как осуществляют контроль за работой скважин,
оборудованных ШСНУ?

32. Объясните теоретическую динамограмму

33. Какие способы определения уровня жидкости в
скважине вы знаете?

34. Охарактеризуйте основные направления обеспечения
безопасных условий при обслуживании скважин, оборудованных ШСНУ

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решены верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задачи решены не верно

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задачи решены
не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 93

Тема: Определение
нагрузок на головку балансира

Цель работы: углубить знания о нагрузках на головку балансира

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучение материала

2.
записать методические
рекомендации – формулы с пояснениями

3.
решить задачи по вариантам

Методические указания по выполнению заданию:

Определение
нагрузок производится по различным теориям , которые в основном, делятся на две
группы: статические и динамические. Согласно исследованиям А.Н.Адонина граница
между статистическим и динамическим режимами откачки находится в интервале
0.35-0.45:

(0,625*1280)/4900=0,16

(3,14*5,98)/30=0,625c^-1

где   –
скорость звука в штангах. Для одноразмерной колонны  =4600
м/с; для двухступенчатой  =4900
м/с; для трехступенчатой  =5300
м/с.

В
настоящее время применяют в основном режимы

При многие
формулы просто неприемлемы из-за больших резонансных усилий.

Режим
статический. Следовательно, формулы статической теории дадут наиболее
правильную нагрузку.

1.
Максимальная нагрузка по статической теории (формулаИ.М.Муравьева):

Pmax=Fпл*(ρ_ж*hд*g+Pбуф)+q_ср*L*g*(b+S*n²_max/1440)=

=7987,77+31622,5=39610H.

Определим
P_ж, учитывая, что P_буф=0.3 МПа:

=7987,7H.

1-840/7850=0,893

2,1*5,98²/1440=0,052

где
S_A – 2,1м, длина хода точки подвеса штанг для 5СК4-2,1-1600; n
– число качаний в минуту, n_max=15 мин^-1.

Вес
штанг в воздухе определяется как:

(3,14*396,8+2,35*883,2)9,81=32599H

Минимальная
нагрузка будет, очевидно, при начале хода штанг вниз, кода вес жидкости не действует
на штанги, а динамический фактор вычитается:

=32599(0,893-0,052)=27416H.

3.
Определим нагрузки на головку балансира СК.

Давление
столба жидкости над плунжером

840*9,81*1280=10,5*10⁶H/м²=10,5
МПа

Потери
давления за счет сопротивления потоку жидкости в трубах определим по
соотношению

=0,142*(1280*840*0,08*0,08)/(0,062*2)=7880,2H/м2=0,008
МПа.

где
средняя скорость в подъемных трубах

(2,1*7,2*3,16²)/60*(0,062²-0,022²)=0,08
м/с.

Число
Рейнольдса

8*6,2/0,11=451<2300.

Коэффициент
гидравлического сопротивления

64/451=0,142.

Давление
под плунжером (сопротивлением клапанов пренебрегаем)

(1280-1200)*840*9,81=0,659 МПа.

Тогда
вес столба жидкости над плунжером

=0,8*(10,5+0,3+0,008-0,659)=8,12 кН.

Удлинение
штанг

(8119*1280)/(2,1*10⁵*10⁶*3,8*10^-4)=0,13
м.

где
площадь поперечного сечения штанг

Удлинение
труб при ходе штанг вниз

(8119*1280)/(2,1*10⁵*10⁶*11,66*10^-4)=0,042м.

Деформация
штанг за счет силы сопротивления при ходе штанг вниз

(0,659*1280)/(2,1*10⁵*10⁶*3,8*10^-4)=0,011
м.

Потери
хода за счет изгиба штанг. Предварительно определим:

0,659/(2,7*9,81*(1-840/7850)=278 м.

Осевой
момент инерции для штанг

=0,659*0,011*278/(8*2,1*10¹¹*1,149*10^-8)=0,011м

Длина
хода плунжера при действии статических сил Pпл

2,1-(0,13+0,042+0,011+0,011)=1,906 м.

4.
Рассчитаем производительности и коэффициент подачи;

Формула
производительности по элементарной теории

=1440*7,84*7,2*(2,1-(0,13-0,042)+(225*1280²*7,2²*2,1/10¹²)=15,83
м³/сут

где
F – площадь поперечного сечения плунжера; n – число двойных ходов в мин; S_А –
длина хода точки подвеса штанг; λшт, λтр – удлинение насосных штанг и труб от
веса столба жидкости,

Определим
коэффициент подачи:

1440*0,0008*7,2*2,1=17,42 м³/сут

Коэффициент
подачи ШГНУ по формуле

15,83/17,42=0,9.

Выбрать
и рассчитать на прочность двухступенчатую колонну штанг.

Исходные
данные:

=32 мм

глубина
спуска насоса–1280 м;

плотность
жидкости 840
кг/м³;

буферное
давление 0,3
МПа.

Решение:

Определим
параметр Кощи:

для
СК : n_max =15
мин^-1 =
1,57с^-1

(1,57*1280)/5100=0,39

Режим
статический.

Определим
перепад давлений над плунжером из формулы:

Полагаем,
что гидравлическое сопротивление движению жидкости в трубах мало, P_г=0.008
МПа.

Статическое
давление над плунжером:

10,5 МПа

Статистическое
давление под плунжером:

0,659 МПа

0,3 МПа

Перепад
давления над плунжером:

10,5+0,3+0,008-0,659=10,15 МПа

Выбираем
штанги 19 мм и 22 мм.

Для
нижней секции (диаметр 19 мм):

где а₀ –
опытный коэффициент, имеющий размерность удельного веса и учитывающий плотность
жидкости, силы трения и другие факторы, не поддающиеся аналитическому расчету.
Его принимают равным 11500 Н/м³; х – расстояние от
рассчитываемого сечения штанг до плунжера; D – диаметр
плунжера; d_ш – диаметр штанг; ΔР – перепад давления
над плунжером;ρ_ж – плотность жидкости; ω= π·n / 30 –
угловая скорость вращения кривошипа; mср – средний кинематический показатель
совершенства СК.

=11500/2*(0,032²/0,22²)*(10,149*10⁶/840*9,81)+(1,3*7850*1,57²*2,1/2)*396,8=10,6МПа

Найдем:

=7850*396,8*9,81=30,56

–
вес i-той секции колонны штанг с учетом ниже расположенных секций, fxi –
площадь поперечного сечения i-той секции штанг.

=30,56*10⁶*(1-840/7850)+1,3*(0,032²/2*0,022²)*10,5*10⁶=41,7 МПа

где
ΣРшi – вес i-той секции колонны штанг с учетом ниже расположенных секций, fxi –
площадь поперечного сечения i-той секции штанг.

Максимальное
напряжение:

10,6+41,7=52,3 МПа

Приведенное
напряжение:

(10,6*52,3)^1/2=23,55 МПа

Для
верхней секции (диаметром 22 мм):

=11500/2*(0,032²/0,022²)*(10,5*10⁶/840*9,81)+(1,3*7850*1,57²*2,1/2)*
883,2=29,8 МПа

7850*0,785*0,022²

*9,81*396,8=11609
Н

7850*0,785*0,022²*9,81*883,2=25841

Определим:

7850*9,81*0,785*(0,022²+0,019²)*396,2=20238 H

30,56*10⁶*(1-840/7850)+1,3*(0,032²/2*0,022²)*10,5*10⁶=27,5 МПа

27,5+29,8=57,3 МПа

Приведенное
напряжение:

(57,3*29,8)^1/2=41,32 МПа

Подбором
длин штанг можно добиться выравнивания

Уменьшим
длину верхней секции на 10%, соответственно увеличив нижнюю: L₁=396,2+39,6=435,8
м; L₂=883,2 м.

Произведем
расчет.

Нижняя
секция (диаметром 19 мм):

=11500/2*(0,032²/0,22²)*(10,5*10⁶/840*9,81)+(1,3*7850*1,57²*2,1/2)*396,2=10,66МПа

=7850*0,785*0,019²*883,2*9,81=19274

30,56*10⁶*(1-840/7850)+135*(0,032²/2*0,19 ²)*10,5*10⁶=29,2
МПа

МПа

10,66+29,2=39,82 МПа

Приведенное
напряжение:

(10,66*39,82)^1/2=20,6 МПа

Для
верхней секции (диаметром 22 мм):

=11500/2*(0,032²/0,19 ²)*(10,5*10⁶/840*9,81)+(1,3*7850*1,57²*2,1/2)*883,2=23,3
МПа

7850*9,81*0,785*(0,022²*396,8+0,019²*883,2)=30880

29,2*10⁶*(1-840/7850)+1,3*(0,032²/2*0,220²)*10,5*10⁶=26,5 МПа

Практическое занятие № 94

Тема: Определение
нагрузок на головку балансира

Цель работы: научиться рассчитывать нагрузку на головку балансира

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

4.
изучение материала

5.
записать методические
рекомендации – формулы с пояснениями

6.
решить задачи по вариантам

Методические указания по выполнению заданию:

Определение нагрузок
производится по различным теориям, которые, в основном, делятся на две группы:
статические и динамические. Согласно исследованиям А. Н. Адонина [1] граница
между статическим и динамическим режимами откачки находится в интервале
(переходная зона) параметра Коши:

где а – скорость звука в
штангах.

Для одноразмерной колонны
а = 4600 м/с, для двухступенчатой а = 4900 м/с; для трехступенчатой а = 5300
м/с. В настоящее время применяют в основном режимы при μ = 0,5 При μ > 0,7
многие формулы просто неприемлемы из-за больших резонансных усилий.

Максимальная
нагрузка по статической теории (формула Муравьева И. М.)

,
(2.13)

где Рж – вес столба
жидкости над плунжером, высотой, равной hд, с учетом буферного давления Рб,

; (2.14)

b – коэффициент
облегчения штанг в жидкости,

; (2.15)

m – фактор динамичности,

, (2.16)

где S_A –
длина хода точки подвеса штанг; n – число качаний в минуту.

Вес штанг в воздухе

Минимальная нагрузка
будет, очевидно, при начале хода штанг вниз, когда вес жидкости не действует на
штанги, а динамический фактор вычитается:

, (2.17)

Определение
нагрузок по формулам А. С. Вирновского. Согласно исследованиям А. Н. Адонина [1] они дают наилучшее
совпадение с опытными результатами замеров нагрузки:

(2.18)

где Рж – вес столба
жидкости высотой hд с учетом буферного давления с площадью, равной Fпл; Р’ж =
(Fпл – fшт) ·ρж·g·L – вес столба жидкости в кольцевом пространстве; Fпл, fшт –
площадь поперечного сечения плунжера и штанг соответственно; L – глубина спуска
насоса; Ршт – вес колонны штанг в воздухе; Р’шт – вес колонны штанг в
жидкости.

Формула для минимальной
нагрузки получается из предыдущей (2.18), если положить Р’ж = 0, Рж = 0, а
кинематические коэффициенты α1 и а1 заменить на аналогичные α2 и а2 при ходе
штанг вниз и переменить у двух последних членов знаки на противоположные:

(2.19)

Здесь S_А –
длина хода точки подвеса штанг; Ршт – вес колонны штанг в воздухе; Р’шт – вес
колонны штанг в жидкости; α1, α2, а1, а2 – кинематические коэффициенты А. С.
Вирнов-ского [1,23],

где Vmax – действительная
максимальная скорость точки подвеса штанг; 1 – при ходе вверх; 2 – при ходе
вниз; D, dшт – диаметры насоса и штанг; ω – угловая скорость в 1/с, ω = π·n /
30; λшт – удлинение штанг от веса столба жидкости,

; (2.19′)

– коэффициент изменения сечения потока
жидкости при переходе от насоса в трубы;
Fтр – площадь внутреннего канала труб; fтр – площадь сечения труб по металлу;

– коэффициент отношения площадей.

Если расчет ведется для
ступенчатой колонны, то вместо fшт нужно брать

, (2.20)

где ε1, ε2, εn – доли
ступенчатой колонны штанг, Σεi = 1.

Упрощенные А. Н. Адониным
формулы А. С. Вирновского можно использовать для широкого диапазона S_А <
5м; n =24 мин^-1, D < 93 мм:

;

. (2.21)

, (2.23)

где m – кинематический
коэффициент,

. (2.24)

Здесь Lшат – длина
шатуна; k – длина заднего плеча балансира.

Задача 9. Определить максимальную и минимальную
нагрузки на головку балансира по различным теориям и сравнить их.

Дано: глубина подвески
насоса L = 1870 м, динамический уровень hд = 1800м, Dпл = 32 мм, dтр = 60мм,
диаметры штанг: dш1 = 22 мм, L1 = 560 м (30%); dш2 = 19 мм, L2 = 1310 м (70%);
плотность жидкости ρж = 880 кг/м³, станок-качалка СК-12-2,5-4000.

Решение. По формуле (2.12) определим параметр Коши, а
= 4900 м/с; α = 1,26 с-1;

Режим динамический,
следовательно, формулы динамической теории дадут наиболее правильную нагрузку.

1. 1. Статическая теория,
формулы (2.13), (2.17).

По формуле (2.14)
определим Рж, учитывая, что Рб = 0:

;

Для СК-12 S_А =
2,5 м, nmax = 12 мин^-1. Тогда

Вес штанг в воздухе

;

Таким образом, принимая
за основу нагрузку, рассчитанную по формулам А. С. Вирновского, можно сказать,
что наиболее близкие значения по Рmax дают формулы А. Н. Адонина (+809) и
упрощенная формула А. С. Вирновского ( – 3428); по Рmin наиболее близкие
значения дают упрощенная формула А. С. Вирновского (+2400 Н) и формула И. М.
Муравьева (+3670 Н).

Оценивая трудоемкость
расчетов, следует отметить, что для оценочных, приближенных расчетов следует
пользоваться формулой для Рmax Муравьева И. М. (2.13) и уточненной автором для
Рmin (2.17), а для конструкторских или точных технологических расчетов следует
пользоваться формулами А. С. Вирновского или А. Н. Адонина.

Задача 1

Определить
максимальную и минимальную нагрузки на головку балансира по различным теориям и
сравнить их.

Дано:
глубина подвески насоса L = 1870 м, динамический уровень hд = 1800м, Dпл = 32
мм, dтр = 60мм, диаметры штанг: dш1 = 22 мм, L1 = 560 м (30%); dш2 = 19 мм, L2
= 1310 м (70%); плотность жидкости ρж = 880 кг/м³, станок-качалка
СК-12-2,5-4000.

Решение

По
формуле (4.12) определим параметр Коши, а = 4900 м/с; α = 1,26 с-1;

Режим
динамический, следовательно, формулы динамической теории дадут наиболее
правильную нагрузку.

1.
Статическая теория, формулы (4.13), (4.17).

По
формуле (2.14) определим Рж, учитывая, что Рб = 0:

;

Для
СК-12 S_А = 2,5 м, nmax = 12 мин^-1. Тогда

Вес
штанг в воздухе

;

2.
Формулы А. С. Вирновского (4.18) – (4.20).

;

Тогда

;

Для
С К-12-2,5- 4000 при S_А = 2,5 м [15]

Исходя
из вычисленных коэффициентов по формуле (4.18)

По
формуле (4.19)

3.
Упрощенные формулы А. С. Вирновского (4.21)

;

4.
Формула И. А. Чарного

;

5.
Формула А. Н. Адонина

;

Задание: записать основные формулы, оформить задачу

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задача решена не верно

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задача решена
не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 95

Тема: Уравновешивание
станка-качалки

Цель работы: научиться рассчитывать вес грузов при балансирном
уравновешивании станка-качалки и расстояние от оси кривошипного вала до центра роторных
противовесов при роторном уравновешивании.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Оснащение рабочего места: методические рекомендации, учебник С.Л.Никишенко «Нефтегазопромысловое
оборудование»

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучить материал

2.
записать методику решения

3.
решить задачу

Методические указания по выполнению заданию:

Общие сведения.

Равномерная нагрузка приводного двигателя штанговой насосной
установки возможна только при наличии уравновешивающего устройства. В
балансирных станках-качалках наиболее широко применяют уравновешивающие
устройства состоящие из грузов, установленных на балансире и роторе. Определим
вес груза на балансире, при котором установка будет уравновешена.

Ав = Ан.

Механическая работа сил инерции на полированном штоке будет
равна нулю, т.к. при его разгоне силы инерции будут иметь положительный знак, а
при торможении – отрицательный.

При ходе штанг вверх работа будет затрачиваться на
перемещение штанг и жидкости

Ав = (Ршт + Рж) * S,

При ходе вниз

Ан = – Ршт * S.

Полезная работа за двойной ход будет

А = Рж * S.

При установке на балансире в точке В
уравновешивающего груза G механическая работа при ходе вверх и вниз будет
соответственно равна (считаем что переднее плечо балансира равно заднему)

Ав = (Рж + Ршт)* S – G * S;

Ан = – Ршт * S + G * S.

Приравняв правые части уравнений, получим

G = Ршт + Рж/2.

Описанный способ уравновешивания называется балансирным.
Он прост, но его основным недостатком является появление дополнительных
инерционных сил, обусловленных наличием массы груза G.
Инерционные силы отрицательно сказываются на работе всех деталей установки.
Этого недостатка нет у роторного способа уравновешивания. Уравновешивающий
груз Gр
монтируют на кривошипе. При ходе штанг вверх и вниз работа двигателя будет
равна

Ав = (Рж + Ршт)* S – Gр * 2R;

Ан = – Ршт * S + Gр * 2R.

Приравняв Ав = Ан (считаем, что a = b)

Gр = S/4R (2Ршт + Рж).

Но S = 2r, тогда

Gр = r / R (Ршт + Рж / 2)

А с учетом различной длины плеч балансира

Gр = r*a / R*b * (Ршт + Рж / 2).

В этом случае уравновешивание обеспечивается перемещением
грузов по кривошипу, т.е. изменением радиуса R:

R = (Ршт + Рж / 2) * a / b *r /Gp.

При роторном уравновешивании инерционные усилия,
возникающие при движении грузов, воспринимаются только подшипниками
кривошипного вала и при его постоянной угловой скорости вращения не передаются
на другие детали установки.

Методика решения
задач.

Задача 1. Рассчитать число плит, которые нужно
установить на хвосте балансира станка-качалки n_б, если диаметр плунжера насоса d = 28 мм, глубина спуска насоса L = 500 м, глубина погружения насоса
под динамический уровень h = 50 м, диаметр насосных
штанг d_ш = 16 мм, вес одного метра штанг с
муфтами q_ш = 1,67 кг, коэффициент учитывающий
потери веса штанг в жидкости b = 0,875,
плотность жидкости ρ_ж = 900 кг/м³, вес одной плиты q_б = 353 Н.

Решение:

Вес колонны насосных штанг составит

Р_ш = q_ш*L*b*g.

Определим площадь поперечного сечения
плунжера

F_пл = π*d²/4.

Определим вес жидкости

Р_ж = (L – h)*F_пл*ρ_ж*g.

Общий вес балансирных грузов
определяется по формуле

G = Р_шт + Р_ж/2.

Число уравновешивающих плит будет

n_б = G/q_б.

Ответ: число плит, которые
нужно установить на хвосте балансира станка-качалки n_б =

Задача 2. Рассчитать роторное уравновешивание
станка-качалки, если диаметр плунжера насоса d = 56 мм, глубина спуска насоса L = 1200 м, глубина погружения насоса под динамический уровень h_д = 50 м, колонна штанг двухступенчатая
(d_ш1 = 22 мм, α₁ = 56%, d_ш2 = 19 мм, α₂ = 44%), вес
одного метра штанг с муфтами q_ш1 = 3,14 кг, q_ш2 = 2,35 кг, коэффициент учитывающий
потери веса штанг в жидкости b = 0,875,
плотность жидкости ρ_ж = 900 кг/м³, длина хода
сальникового штока s = 2,4 м, количество противовесов на каждом кривошипе i = 4, масса
одного противовеса m = 1130 кг.

Решение:

Вес двухступенчатой колонны насосных штанг составит

Р_ш = L*b*g* (q_ш1α₁/100 + q_ш2α₂/100).

Определим площадь поперечного сечения
плунжера

F_пл = π*d²/4.

Определим вес жидкости

Р_ж = (L – h)*F_пл*ρ_ж*g.

Вес противовесов на кривошипах будет
равен

G_p= 2*i*m*g.

Расстояние от оси кривошипного вала до
центра роторных противовесов определяем по формуле

R = (Р_шт
+ Р_ж / 2) * s / 2G_p

Ответ: расстояние от оси кривошипного вала до центра роторных
противовесов R =

Задание: записать методику решения и решить задачи

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задачи решены не верно

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задачи решены
не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 96

Тема: Уравновешивание
станка-качалки

Цель работы: научиться рассчитывать вес грузов при балансирном
уравновешивании станка-качалки и расстояние от оси кривошипного вала до центра
роторных противовесов при роторном уравновешивании.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучить материал

2.
записать методику решения

3.
решить задачу

Методические указания по выполнению заданию:

Общие сведения.

Равномерная нагрузка приводного двигателя штанговой
насосной установки возможна только при наличии уравновешивающего устройства. В
балансирных станках-качалках наиболее широко применяют уравновешивающие
устройства состоящие из грузов, установленных на балансире и роторе. Определим
вес груза на балансире, при котором установка будет уравновешена.

Ав = Ан.

При ходе штанг вверх работа будет затрачиваться на
перемещение штанг и жидкости

Ав = (Ршт + Рж) * S,

При ходе вниз

Ан = – Ршт * S.

Полезная работа за двойной ход будет

А = Рж * S.

Ав = (Рж + Ршт)* S – G * S;

Ан = – Ршт * S + G * S.

Приравняв правые части уравнений, получим

G = Ршт + Рж/2.

Описанный способ уравновешивания называется балансирным.
Он прост, но его основным недостатком является появление дополнительных
инерционных сил, обусловленных наличием массы груза G.
Инерционные силы отрицательно сказываются на работе всех деталей установки.
Этого недостатка нет у роторного способа уравновешивания.
Уравновешивающий груз Gр
монтируют на кривошипе. При ходе штанг вверх и вниз работа двигателя будет
равна

Ав = (Рж + Ршт)* S – Gр * 2R;

Ан = – Ршт * S + Gр * 2R.

Приравняв Ав = Ан (считаем, что a = b)

Gр = S/4R (2Ршт + Рж).

Но S = 2r, тогда

Gр = r / R (Ршт + Рж / 2)

А с учетом различной длины плеч балансира

Gр = r*a / R*b * (Ршт + Рж / 2).

В этом случае уравновешивание обеспечивается перемещением
грузов по кривошипу, т.е. изменением радиуса R:

R = (Ршт + Рж / 2) * a / b *r /Gp.

Методика решения
задач.

Задача 1. Рассчитать число плит, которые нужно
установить на хвосте балансира станка-качалки n_б, если диаметр плунжера насоса d = 30 мм, глубина спуска насоса L = 450 м, глубина погружения насоса
под динамический уровень h = 55 м, диаметр насосных
штанг d_ш = 17 мм, вес одного метра штанг с
муфтами q_ш = 1,72 кг, коэффициент учитывающий
потери веса штанг в жидкости b = 0,885,
плотность жидкости ρ_ж = 900 кг/м³, вес одной плиты q_б = 352 Н.

Решение:

Вес колонны насосных штанг составит

Р_ш = q_ш*L*b*g.

Определим площадь поперечного сечения
плунжера

F_пл = π*d²/4.

Определим вес жидкости

Р_ж = (L – h)*F_пл*ρ_ж*g.

Общий вес балансирных грузов
определяется по формуле

G = Р_шт + Р_ж/2.

Число уравновешивающих плит будет

n_б = G/q_б.

Ответ: число плит, которые
нужно установить на хвосте балансира станка-качалки n_б =

Задача 2. Рассчитать роторное уравновешивание
станка-качалки, если диаметр плунжера насоса d = 55 мм, глубина спуска насоса L = 1300 м, глубина погружения насоса под динамический уровень h_д = 52 м, колонна штанг двухступенчатая
(d_ш1 = 21 мм, α₁ = 58%, d_ш2 = 20 мм, α₂ = 46%), вес
одного метра штанг с муфтами q_ш1 = 3,10 кг, q_ш2 = 2,30 кг, коэффициент учитывающий
потери веса штанг в жидкости b = 0,877,
плотность жидкости ρ_ж = 900 кг/м³, длина хода
сальникового штока s = 2,4 м, количество противовесов на каждом кривошипе i = 4, масса
одного противовеса m = 1200 кг.

Решение:

Вес двухступенчатой колонны насосных штанг составит

Р_ш = L*b*g* (q_ш1α₁/100 + q_ш2α₂/100).

Определим площадь поперечного сечения
плунжера

F_пл = π*d²/4.

Определим вес жидкости

Р_ж = (L – h)*F_пл*ρ_ж*g.

Вес противовесов на кривошипах будет
равен

G_p= 2*i*m*g.

Расстояние от оси кривошипного вала до
центра роторных противовесов определяем по формуле

R = (Р_шт
+ Р_ж / 2) * s / 2G_p

Ответ: расстояние от оси кривошипного вала до центра роторных
противовесов R =

Задание: записать методику решения и решить задачи

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задачи решены верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задачи решены не верно

Оценка 2 – не записаны
основные формулы и их пояснение или записаны частично, задачи решены не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 97

Тема: Изучение
конструкции узлов погружного агрегата

Цель работы: углубить знания об узлах УЭЦН

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучить материал

2.
заполнить таблицу

3.
составить тест

Методические указания по выполнению заданию:

Погружной
центробежный насос изготавливают в секционном (ЭЦН) или модульном (ЭЦНМ) исполнении.
Насос в секционном исполнении (ЭЦН), в общем случае, содержит нижнюю секцию с
приёмной сеткой, среднюю секцию и верхнюю секцию с ловильной головкой, причём
средних секций может быть несколько. Широко применяются варианты комплектации
насосов средней секции с дополнительным входным модулем – приёмной сеткой –
вместо нижней секции, а также модуль-головкой – вместо верхней секции. В этом
случае насосы называются модульными (тип ЭЦНМ).В тех случаях, когда требуется
устранить вредное влияние свободного газа на работу насоса, вместо входного
модуля устанавливается газосепаратор. Нижняя секция состоит из корпуса, вала,
пакета ступеней (рабочих колёс и направляющих аппаратов, верхнего подшипника,
нижнего подшипника, верхней осевой опоры, головки, основания, двух рёбер для
защиты кабеля, резиновых колец, приемной сетки, шлицевой муфты, крышек, и
промежуточных подшипников. [1]

Для
повышения допустимого газосодержания нефти, поднимаемой на поверхность, и
повышения всасывающей способности в ЭЦН используют следующие методы:

·
– применение сепараторов
различных конструкций на входе, где происходит отделение газа;

·
– установка на приеме
диспергирующих устройств, где происходит измельчение газовых включений и
подготовка однородной жидкости;

·
– применение комбинированных
«ступенчатых» насосов (первые ступени имеют большее проходное сечение –
рассчитаны на большую подачу);

Российскими
производителями выпускаются газосепараторы в соответствии с нормативными
документами типов: модули насосные – газосепараторы МНГ и МНГК; модули насосные
– газосепараторы Ляпкова МН ГСЛ; модули насосные газосепараторы МНГБ5
(производства ОАО «Борец»). По принципиальной схеме эти газосепараторы являются
центробежными. Они представляют собой отдельные насосные модули, монтируемые
перед пакетом ступеней нижней секции насоса посредством фланцевых соединений.
Валы секций или модулей соединяются шлицевыми муфтами.

Модуль-секция
насоса: 1 – корпус; 2 – вал; 3 – колесо
рабочее; 4 – аппарат направляющий; 5 – подшипник
верхний; 6 – подшипник нижний; 7 – опора
осевая верхняя; 8 – головка; 9 –
основание; 10 – ребро; 11, 12, 13 – кольца
резиновые

Рабочие
колеса свободно передвигаются по валу в осевом направлении и ограничены в
перемещении нижним, и верхним направляющими аппаратами. Осевое усилие от
рабочего колеса передается на нижнее текстолитовое кольцо и затем на бурт
направляющего аппарата. Частично осевое усилие передается валу вследствие
трения колеса о вал или прихвата колеса к валу при отложении солей в зазоре или
коррозии металлов. Крутящий момент передается от вала к колесам латунной (Л62)
шпонкой, входящей в паз рабочего колеса. Шпонка расположена по всей длине
сборки колес и состоит из отрезков длиною 400 – 1000 мм. Направляющие аппараты
сочленяются между собой по периферийным частям, в нижней части корпуса они все
опираются на нижний подшипник 6 и основание 9, а
сверху через корпус верхнего подшипника зажаты в корпусе. [7] Рабочие колеса и
направляющие аппараты насосов обычного исполнения изготавливаются из
модифицированного серого чугуна и радиационно модифицированного полиамида,
насосов коррозионно-стойкого исполнения – из модифицированного чугуна ЦН16Д71ХШ
типа «нирезист». Валы модулей секций и входных модулей для насосов обычного
исполнения изготавливаются из комбинированной коррозионно-стойкой высокопрочной
стали ОЗХ14Н7В и имеют на торце маркировку «НЖ» для насосов повышенной
коррозионной стойкости – из калиброванных прутков из сплава
Н65Д29ЮТ-ИШ-К-монель и имеют на торцах маркировку «М». ьВалы модулей-секций
всех групп насосов, имеющих одинаковые длины корпусов 3, 4 и 5 м,
унифицированы.

Соединение
валов модулей-секций между собой, модуля секции с валом входного модуля (или
вала газосепаратора), вала входного модуля свалом гидрозащиты двигателя
осуществляется при помощи шлицевых муфт. Соединение модулей между собой и
входного модуля с двигателем – фланцевое. Уплотнение соединений (кроме
соединения входного модуля с двигателем и входного модуля с газосепаратором)
осуществляется резиновыми кольцами. Для откачивания пластовой жидкости, содержащей
у сетки входного модуля насоса свыше 25% (до 55%) по объему свободного газа, к
насосу подсоединяется модуль насосный – газосепаратор.

Газосепаратор: 1 –
головка; 2 – переводник; 3 – сепаратор; 4 –
корпус; 5 – вал; 6 – решетка; 7 – направляющий
аппарат; 8 – рабочее колесо; 9 – шнек; 10 –
подшипник; 11 – основание

Газосепараторы
предназначены для уменьшения объемного содержания свободного газа в ГЖС до
допустимого значения для погружного центробежного насоса путём центробежного
отделения газа от жидкости с последующим сбросом газа в затрубное пространство.

Газосепаратор
устанавливается между входным модулем и модулем-секцией. Наиболее эффективны
газосепараторы центробежного типа, в которых фазы разделяются в поле
центробежных сил. При этом жидкость концентрируется в периферийной части, а газ
– в центральной части газосепаратора и выбрасывается в затрубное пространство.
Газосепараторы серии МНГ имеют предельную подачу 250 ё 500 м³/сут.,
коэффициент сепарации 90%, массу от 26 до 42 кг.

Двигатель
погружного насосного агрегата состоит из электродвигателя и гидрозащиты.
Электродвигатели погружные трехфазные коротко замкнутые двухполюсные
маслонаполненные обычного и коррозионно-стойкого исполнения унифицированной
серии ПЭДУ и в обычном исполнении серии ПЭД модернизации Л. Гидростатическое
давление в зоне работы не более 20 МПа. Номинальная мощность от 16 до 360 кВт,
номинальное напряжение 530 ё 2300 В, номинальный ток 26 ё 122.5 А.

Электродвигатель
серии ПЭДУ: 1 – соединительная муфта; 2 –
крышка; 3 – головка; 4 – пятка; 5 –
подпятник; 6 – крышка кабельного ввода; 7 –
пробка; 8 – колодка кабельного ввода; 9 –
ротор; 10 – статор; 11 – фильтр; 12 –
основание

Гидрозащита: а –
открытого типа; б – закрытого типа

А –
верхняя камера; Б – нижняя камера; 1 –
головка; 2 – торцевое уплотнение; 3 – верхний
ниппель; 4 – корпус; 5 – средний
ниппель; 6 – вал; 7 – нижний ниппель; 8 –
основание; 9 – соединительная трубка; 10 –
диафрагма.

Гидрозащита
двигателей ПЭД предназначена для предотвращения проникновения пластовой
жидкости во внутреннюю полость электродвигателя, компенсации изменения объема
масла во внутренней полости от температуры электродвигателя и передачи
крутящего момента от вала электродвигателя к валу насоса. Гидрозащита состоит
либо из одного протектора, либо из протектора и компенсатора. Могут быть три
варианта исполнения гидрозащиты.

Первый
состоит из протекторов П92, ПК92 и П114 (открытого типа) из двух камер. Верхняя
камера заполнена тяжелой барьерной жидкостью (плотность до 2 г/см³,
не смешиваемая с пластовой жидкостью и маслом), нижняя – маслом МА-ПЭД, что и
полость электродвигателя. Камеры сообщены трубкой. Изменения объемов жидкого
диэлектрика в двигателе компенсируются за счет переноса барьерной жидкости в
гидрозащите из одной камеры в другую.

Второй
состоит из протекторов П92Д, ПК92Д и П114Д (закрытого типа), в которых
применяются резиновые диафрагмы, их эластичность компенсирует изменение объема
жидкого диэлектрика в двигателе.

Третий
– гидрозащита 1Г51М и 1Г62 состоит из протектора, размещенного над
электродвигателем и компенсатора, присоединяемого к нижней части
электродвигателя. Система торцевых уплотнений обеспечивает защиту от попадания
пластовой жидкости по валу внутрь электродвигателя. Передаваемая мощность
гидрозащит 125 ё 250 кВт, масса 53 ё 59 кг.

Система
термоманометрическая ТМС-3 предназначена для автоматического контроля за
работой погружного центробежного насоса и его защиты от аномальных режимов
работы (при пониженном давлении на приеме насоса и повышенной температуре погружного
электродвигателя) в процессе эксплуатации скважин. Имеется подземная и наземная
части. Диапазон контролируемого давления от 0 до 20 МПа. Диапазон рабочих
температур от 25 до 105 ?С. [9]

Задание: заполнить таблицу – узел/назначение/место расположения/материал
изготовления

Задания для закрепления темы: составить тест по теме

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
таблица заполнена верно, тест верный

Оценка 4 –
таблица заполнена с незначительными ошибками, в тесте есть небольшие ошибки

Оценка 3 –
таблица заполнена не полностью с ошибками, тест с ошибками

Оценка 2 –
таблица заполнена не верно или не заполнена, тест отсутствует

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 98

Тема:
Изучение конструкции узлов погружного агрегата

Цель работы: углубить знания об узлах УЭЦН

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучить материал

2.
заполнить таблицу

3.
составить тест

Методические указания по выполнению заданию:

Кабельная
линия представляет собой кабель в сборе, намотанный на кабельный барабан.
Кабель в сборе состоит из основного кабеля – круглого ПКБК (кабель, полиэтиленовая
изоляция, бронированный, круглый) или плоского – КПБП присоединенного к нему
плоского кабеля с муфтой кабельного ввода (удлинитель с муфтой).

Кабели: а –
круглый; б – плоский; 1 – жила; 2 –
изоляция; 3 – оболочка; 4 – подушка; 5 –
броня

Кабель
состоит из трех жил, каждая из которых имеет слой изоляции и оболочку; подушки
из прорезиненной ткани и брони. Три изолированные жилы круглого кабеля скручены
по винтовой линии, а жилы плоского кабеля – уложены параллельно в один ряд.
Кабель КФСБ с фторопластовой изоляцией предназначен для эксплуатации при
температуре окружающей среды до + 160 ?С. Кабель в сборе имеет унифицированную
муфту кабельного ввода К38 (К46) круглого типа. В металлическом корпусе муфты
герметично заделаны изолированные жилы плоского кабеля с помощью резинового
уплотнителя. К токопроводящим жилам прикреплены штепсельные наконечники.
Круглый кабель имеет диаметр от 25 до 44 мм. Размер плоского кабеля от
10.1х25.7 до 19.7х52.3 мм. Номинальная строительная длина 850, 1000 ё 1800 м.
Комплектные устройства типа ШГС5805 обеспечивают включение и выключение
погружных двигателей, дистанционное управление с диспетчерского пункта и
программное управление, работу в ручном и автоматическом режимах, отключение
при перегрузке и отклонении напряжения питающей сети выше 10% или ниже 15% от
номинального, контроль тока и напряжения, а также наружную световую
сигнализацию об аварийном отключении (в том числе со встроенной
термометрической системой).

Комплексная
трансформаторная подстанция погружных насосов – КТППН предназначена для питания
электроэнергией и защиты электродвигателей погружных насосов из одиночных
скважин мощностью 16 ё 125 кВт включительно. Номинальное высокое напряжение 6
или 10 кВ, пределы регулирования среднего напряжения от 1208 до 444 В
(трансформатор ТМПН100) и от 2406 до 1652 В (ТМПН160). Масса с трансформатором
2705 кг. Комплектная трансформаторная подстанция КТППНКС предназначена для
электроснабжения, управления и защиты четырех центробежных электронасосов с
электродвигателями 16 ё 125 кВт для добычи нефти в кустах скважин, питания до
четырех электродвигателей станков-качалок и передвижных токоприемников при
выполнении ремонтных работ. В комплект поставки установки входят: насос, кабель
в сборе, двигатель, трансформатор, комплектная трансформаторная подстанция,
комплектное устройство, газосепаратор и комплект инструмента.

Протектор

Протектор
предназначен для защиты от попадания пластовой жидкости в маслонаполненныи
электродвигатель и предотвращает утечки масла при передаче вращения от
электродвигателя к насосу.

Протектор
МП 51 состоит из корпуса 1, внутри которого размещается диафрагма 2,
закрепленная на опоре 3, двух ниппелей 4 и 5, между которыми размещается узел
пяты 6, верхней 7 и нижней 8 головок и вала 9 с двумя торцовыми уплотнениями
10. Вал вращается в подшипниках, установленных в ниппелях и в нижней головке.
Нижний конец вала соединяется с валом электродвигателя, верхний конец – с валом
насоса при монтаже на скважине. Узел пяты воспринимает осевые нагрузки,
действующие на вал.

Внутренняя
полость диафрагмы сообщается с внутренней полостью электродвигателя и
заполняется маслом при монтаже двигателя. Это масло служит запасом для
компенсации его естественного расхода через нижнее торцовое уплотнение,
герметизирующее вращающийся вал. Полость за диафрагмой сообщается с полостью
узла пяты и тоже заполняется маслом для компенсации расхода его через верхнее
торцовое уплотнение.

Для
удаления воздуха при заполнении маслом полостей протектора в ниппелях имеются
отверстия, которые герметично закрываются пробками 13 и 14 со свинцовыми
прокладками.

В
ниппеле 4 имеются три отверстия, через которые при работе установки проходит
пластовая жидкость, вымывает твёрдые частицы из области верхнего торцового
уплотнения и охлаждает его. На период транспортирования и хранения отверстия
закрыты пластмассовыми пробками 11, которые перед спуском протектора в скважину
удаляются. Нижняя головка протектора имеет фланец и посадочный бурт с
резиновыми кольцами 15 для герметизации соединения с электродвигателем. В
верхнюю головку ввернуты шпильки для соединения с насосом. На период
транспортирования и хранения протектор закрыт крышками 16 и 17.

Компенсатор

Компенсатор
предназначен для выравнивания давления масла в двигателе с давлением жидкости в
скважине и пополнения объема масла в двигателе.

Компенсатор
МК 51 представляет собой корпус 1 в виде трубы, внутри которого размещена
резиновая диафрагма 2. Внутренняя полость диафрагмы заполнена маслом и
сообщается с внутренней полостью электродвигателя по каналу в головке 3,
который перекрыт пластмассовой пробкой 4. В головке имеется отверстие для
заполнения маслом внутренней полости диафрагмы, которое герметизируется пробкой
5 на свинцовой прокладке и отверстие с перепускным клапаном 6 и пробкой 7. Перепускной
клапан используется в процессе подготовки компенсатора к монтажу. Полость за
диафрагмой сообщается с пластовой жидкостью через отверстия в корпусе
компенсатора.

Диафрагма
обеспечивает передачу и уравнивание давления пластовой жидкости в зоне подвески
двигателя с давлением масла в двигателе, а также изменением своего объема
компенсирует тепловые изменения объема масла в двигателе в процессе его работы.
В головку компенсатора ввернуты шпильки для соединения с электродвигателем. На
период транспортирования и хранения компенсатор закрыт крышкой 8.

Обратный
клапан

Насосный
обратный клапан предназначен для предотвращения обратного вращения рабочих
колес насоса под воздействием столба жидкости в напорном трубопроводе при
остановках насоса и облегчения повторного запуска насоса. Обратный клапан
используется также при опрессовке колонны насосно-компрессорных труб после
спуска установки в скважину. Обратный клапан состоит из корпуса 1, с одной
стороны которого имеется внутренняя коническая резьба для подсоединения
спускного клапана, а с другой стороны – наружная коническая резьба для
ввинчивания в ловильную головку верхней секции насоса. Внутри корпуса
размещается обрезиненное седло 2, на которое опирается тарелка 3. Тарелка имеет
возможность осевого перемещения в направляющей втулке 4. Под воздействием
потока перекачиваемой жидкости тарелка 3 поднимается, тем самым, открывая
клапан. При остановке насоса тарелка 3 опускается на седло 2 под воздействием
столба жидкости в напорном трубопроводе, т.е. клапан закрывается. На период
транспортирования и хранения на обратный клапан навинчивают крышки 5 и 6. [11]

Спускной
клапан

Спускной
клапан предназначен для слива жидкости из напорного трубопровода (колонны
насосно-компрессорных труб) при подъеме насоса из скважины.

Спускной
клапан содержит корпус 1, с одной стороны которого имеется внутренняя
коническая резьба муфты для соединения к насосно-компрессорным трубам, а с
другой стороны – наружная коническая резьба для ввинчивания в обратный клапан.
В корпус ввернут штуцер 2, который уплотнен резиновым кольцом 3. Перед подъемом
насоса из скважины конец штуцера, находящийся во внутренней полости клапана,
сбивается (обламывается) специальным инструментом (например, ломом,
сбрасываемым в НКТ), и жидкость из колонны насосно-компрессорных труб вытекает
через отверстие в штуцере в затрубное пространство. На период транспортирования
и хранения спускной клапан закрыт крышками 4 и 5.

Погружные
асинхронные двигатели в зависимости от мощности изготавливаются одно- и
двухсекционными. В зависимости от типоразмера питание электродвигателя
осуществляется напряжением от 380 до 2300 В. Рабочая частота переменного тока
составляет 50 Гц. При использовании регулятора частоты допускается работа
двигателя при частоте тока от 40 до 60 Гц.

Синхронная
частота вращения вала двигателя – 3000 об/мин. Рабочее направление вращения
вала, если смотреть со стороны головки – по часовой стрелке.

Задание: заполнить таблицу – узел/назначение/место расположения/материал
изготовления

Задания для закрепления темы: составить тест по теме

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
таблица заполнена верно, тест верный

Оценка 4 –
таблица заполнена с незначительными ошибками, в тесте есть небольшие ошибки

Оценка 3 –
таблица заполнена не полностью с ошибками, тест с ошибками

Оценка 2 –
таблица заполнена не верно или не заполнена, тест отсутствует

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 99

Тема: Подбор
оборудования для эксплуатации скважины УЭЦН

Цель работы: научиться правильно рассчитывать параметры работы оборудования УЭЦН.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучить материал

2.
записать методику решения

3.
решить задачу

Методические указания по выполнению заданию:

Общие сведения.

Выбор диаметра насосных труб. Диаметр насосных труб определяется их пропускной
способностью и возможностью размещения труб в скважине (с учетом
соединительных муфт) вместе с кабелем и агрегатом.

Пропускная способность труб связана с
коэффициентом полезного действия (η_тр). К.п.д. труб колеблется в
пределах η_тр = 0,92 – 0,99 и зависит в основном от диаметра и
длины. К.п.д. труб, как правило, не следует брать ниже 0,94.

Так как очень часто центробежные
электронасосы применяют для форсированного отбора жидкости из сильно
обводненных скважин вязкостью, близкой к вязкости воды то в целях облегчения
расчета для этих условий построены кривые потерь напора z на длине 100
м.

Для определения диаметра труб нужно из
точки дебита провести вертикаль вверх до пересечения кривых потерь напора в
трубах разного диаметра; затем, исходя из величины предварительно принятого
к.п.д., найти в пересечении указанной вертикали с линией необходимый диаметр
труб. При пересечении кривых для труб нескольких диаметров предпочтение надо
отдать тому диаметру, который дает более высокий к.п.д., учитывая при этом
также прочность труб и возможность размещения их в скважине.

Определение необходимого напора
центробежного электронасоса.
Необходимый напор определяется из уравнения условной характеристики скважины:

Н_с = h_ст
+ ∆h + h_тр + h_г + h_c,

Где:

h_ст– статический уровень;

∆h – депрессия при показателе степени
уравнения равном единице ∆h = Q/К ;

h_г – превышение уровня
жидкости в сепараторе над устьем скважины;

h_c – избыточный напор в сепараторе;

h_тр – напор, теряемый на трение и местные сопротивления при
движении жидкости в трубах от насоса до сепаратора,

h_тр = 1,08*10^-7 *λ*[(L+l)Q²]/d⁵;

где L – глубина спуска насоса, L = h_д+ h;

h_д– расстояние от устья до динамического уровня (высота
подъема жидкости), h_д = h_ст + ∆h.

Коэффициент гидравлического
сопротивления λ при движении в трубах однофазной жидкости определяется в
зависимости от числа Рейнольдса Re = (14,7*10^-6*Q)/(d*ν);

где d– внутренний диаметр труб; ν – вязкость
жидкости; Q – дебит скважины;

Если режим движения жидкости
турбулентный λ = 0,316/ Re^0,25.

Подбор насоса. Насос для скважины подбирается в соответствии с
характеристикой скважины, ее дебитом, необходимым напором и диаметром
эксплуатационной колонны на основании характеристики погружных центробежных
насосов.

Характеристику насоса можно приблизить
к условной характеристике скважины двумя способами:

1) уменьшением подачи насоса при помощи
штуцера или задвижки, установленных на выкидной линии;

2) уменьшением числа ступеней насоса.

При первом способе дебит и напор
изменяются по кривой рабочей характеристики насоса, при этом уменьшается
к.п.д. Поэтому выгоднее применять второй способ, при котором к.п.д. насоса
практически не изменяется.

Число ступеней, которое надо снять с
насоса для получения необходимого напора, будет равно

∆z = [1 – (Н_с / Н_н)] z,

где Н_с – напор, необходимый
для получения заданного дебита; Н_н – напор насоса, соответствующий
дебиту скважины по его рабочей характеристике; z – полное число ступеней.

Следовательно, насос должен иметь (z –
∆z)
ступеней.

Вместо снятых ступеней внутри корпуса насоса
устанавливаются проставки.

Решение задачи.

Задача

Подобрать оборудование для эксплуатации
скважины электроцентробежным насосом.

Исходные данные: наружный диаметр
эксплуатационной колонны D = 168 мм; глубина скважины Н = 1800
м; дебит жидкости Q = 120 м³/сут; статический уровень h_cт
= 500 м; коэффициент продуктивности скважины К = 80 м³/(сут*МПа);
кинематическая вязкость ν = 2*10^-6 м²/с; газовый фактор G_o
= 20 м³/м³; расстояние от устья скважины до сепаратора l = 30 м; превышение уровня жидкости в сепараторе над устьем
скважины h_г = 2,5 м; избыточное давление в сепараторе р_с
= 0,1 МПа; плотность жидкости ρ_ж = 1000 кг/м³, глубина
погружения насоса под динамический уровень h = 50 м; (1
МПа = 100 м ст. жидкости).

Решение:

1. Выбор диаметра насосных труб.

Для определения диаметра труб из
точки дебита проводим вертикаль вверх до пересечения кривых потерь напора в
трубах разного диаметра; затем, исходя из величины предварительно принятого
к.п.д. (0,94), находим в пересечении указанной вертикали с линией 0,94
необходимый диаметр труб.

Из рисунка видно, что при к.п.д.
насосных труб η_тр = 0,94 (пунктирная линия) пропускная
способность 48-мм труб примерно равна 150 м³/сут.

Принимаем трубы диаметром 48
мм (d = 0,0403 м – внутренний диаметр 48-мм труб).

2 Определение необходимого напора центробежного электронасоса.

Определим депрессию при показателе
степени уравнения равном единице

∆h = Q/К

Избыточный напор в сепараторе будет равен

h_c= 1 МПа = 10
м ст. жидкости.

Расстояние
от устья до динамического уровня (высота подъема жидкости);

h_д = h_ст + ∆h.

Глубина спуска насоса

L = h_д+
h

Коэффициент гидравлического
сопротивления λ при движении в трубах однофазной жидкости определяется в
зависимости от числа Рейнольдса Re:

Re = (14,7*10^-6*Q)/(d*ν)

Если режим движения жидкости
турбулентный

λ = 0,316/ Re^0,25

Напор, теряемый на трение и местные
сопротивления при движении жидкости в трубах от насоса до сепаратора,

h_тр = [1,08*10^-7 *λ*(L+l)Q²]/d⁵

Необходимый напор насоса в заданных
условиях будет

Н_с = h_ст
+ ∆h + h_тр + h_г + h_c.

3 Подбор насоса.

Для получения дебита Q = 120 м³/сут
и напора Н_с наиболее подходит центробежный насос 1ЭЦН-6-100-900 с
числом ступеней z = 125.

Согласно кривым рабочей
характеристики, этот насос при к.п.д. η_н = 0,5 и в пределах –
устойчивой зоны его работы может давать производительность Q = 110-140 м³/сут
и напор соответственно Н_н = 800-600
м. При получении заданного дебита Q = 120 м³/сут насос будет
создавать напор Н_н = 740 м.

Число ступеней, которое надо снять с
насоса для получения необходимого напора, будет равно

∆z = [1 – (Н_с / Н_н)]* z,

Следовательно, насос 1ЭЦН-6-100-900
должен иметь

z_н = (z – ∆z) ступеней.

Вместо снятых ступеней внутри корпуса
насоса устанавливаются проставки.

Задание: записать методику решения задачи с пояснением формул, решить задачу

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно

Оценка 4 – записаны
основные формулы и их пояснение, задача решена верно, но с неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задача решена не верно

Оценка 2 – не
записаны основные формулы и их пояснение или записаны частично, задача решена
не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Практическое занятие № 100

Тема:
Подбор оборудования для эксплуатации скважины УЭЦН

Цель работы: произвести расчет основных характеристик гидропоршневой
насосной установки.

Форма проведения: индивидуальная работа студентов

Формы контроля: Проверка и оценка письменных работ
преподавателем

Порядок выполнения практического занятия:

1.
изучить материал

2.
записать методику решения

3.
решить задачу

Методические указания по выполнению заданию:

Задача.
Рассчитать основные характеристики гидропоршневой насосной установки для
эксплуатации добывающей скважины со следующими параметрами:

Глубина скважины = 2500м; давление у приема насоса =5 МПа; давление на устье скважины = 0,5 МПа; глубина спуска насоса = 2000м; продукция скважины – обводненная нефть
плотность =1000 ; плотность рабочей жидкости =850 . Насос спущен на колонне труб с пакером. Рабочая
жидкость подается в межтрубное пространство между обсадной колонной и колонной
НКТ. Продукция и отработанная рабочая жидкость поднимаются по колонне НКТ.

При расчете установки принять: гидравлические сопротивления
потока рабочей жидкости в межтрубном пространстве от силового насоса до
погружного агрегата = 220м; гидравлические потери потока смешанной
жидкости в НКТ от погружного агрегата до устья скважины = 500м; гидравлические потери в скважине от забоя
до приема насоса =50м.

Основные характеристики погружного агрегата следующие:
диаметр силового штока =0,015м; диаметр поршня двигателя =0,05м; диаметр поршня погружного насоса =0,038м; суммарные сопротивления в погружном
агрегате при ходе поршня вверх =2000Н; суммарные сопротивления в погружном
агрегате при ходе поршня вниз =350Н; длина хода поршней агрегата x=0,7м; длина хода
золотника y=0,07м; коэффициент расхода рабочей жидкости, учитывающий
степень наполнения гидродвигателя и утечки рабочей жидкости ; диаметр большой головки золотника =0,025м; число двойных ходов в минуту n=40; объемный КПД
погружного насоса =0,85.

Решение.

1 Рассчитываем удельный расход
рабочей жидкости, приходящийся на один двойной ход двигателя в минуту:

;

2 Рассчитываем расход рабочей
жидкости, :

;

3 Вычисляем удельную
подачу, приходящуюся на один двойной ход двигателя в минуту:

;

4 Вычисляем подачу
погружного агрегата, :

;

5 Рассчитываем плотность
смеси рабочей и добываемой жидкости, :

;

6 Определяем давление рабочей
жидкости при ходе вниз, МПа:

где – площадь поперечного сечения силового штока, м²;

7 Определяем давление
рабочей жидкости при ходе вверх, МПа:

где –площадь поперечного сечения двигателя, ,

-площадь поперечного сечения поршня погружного
насоса, ,

– глубина погружения агрегата под динамический
уровень, м;

8 Определяем давление
рабочей жидкости у силового насоса при ходе поршней вниз, МПа:

;

9 Определяем давление
рабочей жидкости у силового насоса при ходе поршней вверх, МПа:

;

10 Вычисляем КПД силового
агрегата:

где =0,9- КПД силового насоса,

=0,95- КПД передачи,

=0,85- КПД электродвигателя;

11 Вычисляем среднее
значение давления рабочей жидкости, МПа:

;

12 Рассчитываем полную
(потребляемую) мощность всей установки, кВт:

;

13 Рассчитываем полезную
мощность погружного агрегата, кВт:

;

14 Вычисляем коэффициент
полезного действия установки:

Задание: записать методику решения задачи с пояснением формул, решить задачу

Критерии
оценивания:

Оценка 5 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно

Оценка 4 –
записаны основные формулы и их пояснение, задача решена верно, но с
неточностями

Оценка 3 –
записаны основные формулы без пояснения, задача решена не верно

Оценка 2 – не записаны
основные формулы и их пояснение или записаны частично, задача решена не верно

Информационное обеспечение:

С.Л.Никишенко
«Нефтегазопромысловое оборудование»

Источник

Лучший ответ

Санадирадзе Гоги

Профи

(911)

12 лет назад

Умножаешь 3,14 на диаметр поршня и делишь на 4.
Вы в школе не проходили это?

Остальные ответы

klm klm

Ученик

(137)

12 лет назад

2П*r*r
это площадь, а если на ход поршня умножить то объём будет цилиндра

Эстонская Черепаха

Просветленный

(28117)

12 лет назад

Такое впечатление, что НИКТО в школе не учился. .

Площадь круга – ПиЭрквадрат. 3.14*r*r. Оно же 3.14* (D/2) * (D/2)

Подсчет достаточно грубый, потому как поршня с четко плоской поверхностью не существует. Поэтому площадь поверхности фигурного донышка поршня считать достаточно заморочено, описывать не буду.

Александр Нигурей

Ученик

(147)

6 лет назад

Площадь поршня : Fп = pD^2 / 4

Источник

Характеристики и расчет поршневого насоса

Производительность.

При всасывании в цилиндр рабочего вещества, оно заполняет весь объем, освобождаемый поршнем.

В момент нагнетания все рабочее вещество вытесняется из объема цилиндра.

Таким образом, если пренебречь потерями, количество всасываемого вещества равно количеству вытесняемого.

Соответственно производительность равна объему вытесняемого поршнем вещества за определенный промежуток времени.

Для одноцилиндрового простого поршневого насоса производительность P будет равна произведению площади рабочей поверхности поршня S (в м²) на расстояние рабочего хода поршня L (в м) и количество полных оборотов вала привода поршня N(в мин^-1).

P=S*L*N выраженное в метрах кубических на секунду (м³/сек).

Производительность насоса двойного действия, если не учитывать объем занимаемый штоком, практически в два раза больше чем простого.

Фактическая производительность всегда ниже теоретической на величину учитывающую потери утечек и образование воздушных карманов, уменьшающих рабочий объем цилиндров.

Такие потери выражаются через объемный коэффициент η_v (коэффициент подачи).

Для поршневых насосов:

малой производительности 0,85 – 0,9;
средней производительности 0,9 – 0,95;
большой производительности 0,97 – 0,99

Тогда фактическая производительность насоса поршневого насоса будет: P = P*η_v

Зависимость между напором H и производительностью P поршневого насоса имеет вид вертикальной прямой.

Это указывает на то, что у поршневого насоса производительность не зависит от напора и есть величина постоянная.

Фактически с учетом утечек, возрастающих при увеличении давления, реальная характеристика немного отклоняется от теоретической и представлена пунктирной линией.

Соответственно, при увеличении давления настоящая производительность насоса немного уменьшается.

Неравномерность подачи.

Поскольку поршень в цилиндрах движется с непостоянной скоростью (от нуля до максимума), то и вещество в рабочем цилиндре вытесняется в соответствии с движениями поршня.

Поэтому подача простого поршневого насоса неравномерна и прерывиста во времени.

Скорость поступательного движения поршня изменяется пропорционально синусу угла поворота кривошипного вала и графически выражается полусинусоидой.

Для насосов двойного действия характерна пульсирующая подача практически без перерывов во времени.

Трех и более цилиндровые насосы имеют более равномерную подачу за счет смещения во времени фаз работы поршней в цилиндрах.

На графике изображены синусоиды подачи этих насосов:

двойного действия смещение по фазе на 180°;
трехцилиндровых на 120°.

Коэффициент неравномерности подачи насоса определяется по формуле:

σ = (P_max – P_min)/ Pи, где Pи – идеальная подача

У поршневых насосов простого действия σ = π , а насоса двойного действия σ = π/2

Для снижения пульсации применяют воздушные колпаки и гидроаккумуляторы.

Источник

Площадь поршневого насоса с учетом объемного рабочего объема Решение

19 Поршневые насосы Калькуляторы

Площадь поршневого насоса с учетом объемного рабочего объема формула

Что такое теоретическое объемное смещение?

Принцип работы поршневого насоса

Устройство поршневого насоса

Рабочие характеристики

Расчет напора

Расчет потребляемой мощности насоса

Расчет напора

Расчет потребляемой мощности насоса

Основные детали и конструктивные особенности поршневых компрессоров

Типы поршневых компрессоров

Типы/виды и конструкции поршневых компрессоров

Конструкция поршневого компрессора

Задание: Задача № 1. Вычисление величины вредного объема газа поршневого компрессора

Задача №2. Определение расхода и потребляемой мощности компрессорного оборудования

Задача №3 Определение количества ступеней сжатия компрессора и значения давлений на каждой ступени

Задача №4. Подбор компрессора по заданным условиям

Задача №5. Расчет фактической производительности поршневого компрессора

Задача №6. Расчет производительности двухступенчатого поршневого компрессора

Конструктивные особенности и принцип действия

Основные разновидности

Как читать маркировку

Конструктивные элементы

Достоинства и недостатки

Методические рекомендации

Расчет и подбор скважинного оборудования

Назначение станка качалки

Конструкция

Характеристики и расчет поршневого насоса

Вам также может понравиться

Как найти клиентов частей

Как составить смету прочих расходов на предприятии

Как составить заявление задержка заработной платы

Добавить комментарий Отменить ответ

Основные детали и конструктивные особенности поршневых
компрессоров

Типы/виды и конструкции
поршневых компрессоров

Задание: Задача № 1.
Вычисление величины вредного объема газа поршневого компрессора

Задача №2.
Определение расхода и потребляемой мощности компрессорного оборудования

Задача №3 Определение
количества ступеней сжатия компрессора и значения давлений на каждой ступени

Задача №4. Подбор
компрессора по заданным условиям

Задача №5. Расчет
фактической производительности поршневого компрессора

Задача №6. Расчет
производительности двухступенчатого поршневого компрессора

Методические
рекомендации

Расчет
и подбор скважинного оборудования

Назначение
станка качалки