23. Алгоритм расчета долговечности основной опоры ротора.

1. Частота вращения .

2. Наибольшая статическая нагрузка на стол ротора .

3. Диаметр проходного отверстия /

4. Мощность ротора .

5. Коэф. Запаса прочности учитывает повышение нагрузки за счет масс УБТ и забойного двигателя .

24. Методика расчета фланцевых соединений.

1. Расчет толщины стенок элементов.

2. Расчет нагрузки на шпильки.

3. Расчет эксплуатационной нагрузки.

25. Методика расчета основных параметров привода станка-качалки.

Основной расчет станка-качалки производится по максимальной нагрузке на устьевом штоке т.е. рассчитывают вес колонны штанг и жидкости в НКТ. Принимают станки качалки со значением превышающим расчетный вес с условным запасом на изменение условий (запарафинивание скважины и т.д.). Например: до 4,5 т берут СК - 6 т; до 7 т берут СК - 8 т; свыше 7 т берут СК - 10 т.

26. Определение осевых и радиальных усилий, возникающих при работе электроприводных центробежных насосов (эцн) для добычи нефти.

Осевые и радиальные усилия, действующие при работе ЭЦН, возникают за счт перепада давления на каждом рабочем колесе; в насосе в целом, а также за счет дисбаланса ротора (вал насоса с защитными втулками и рабочими колесами в сборе) насоса.

Наличие указанных нагрузок требует оснащения насосов системами осевых и радиальных подшипников.

В большинстве конструкций ЭЦН отечественного производства применяется «плавающее» рабочее колесо, осевая нагрузка, действующая на каждом рабочем колесе, передается на соответствующий направляющий аппарат (см. рис.5).

В этой конструкции ЭЦН осевая нагрузка, действующая на торец вала насоса, является произведением давления насоса (секции насоса) на площадь поперечного сечения вала. Эта нагрузка воспринимается осевой опорой вала, расположенной в секции насоса (см .рис.6), или осевой опорой протектора гидрозащиты погружного электродвигателя (ПЭД).

Выбор материалов осевых и радиальных опор насосов зависит от нагрузок и физико-химических свойств откачиваемой жидкости (см.табл. 1 ).

Осевая нагрузка, возникающая на рабочем колесе при работе насоса, может быть приближенно определена по формуле:

Ар.к. = К (F₂- F₁) рg Нет. (1)

где- К -коэффициент, учитывающий изменение напора в НА ступени и

тип РК, К = 0,6-0,8;

F2 = 0,785 (D2²-d2²),

Fi = 0,785 (Di²-di²),

D1 и D2- наружные диаметры переднего (нижнего) и заднего (верхнего) диска рабочего колеса (см.рис.7), м.

d1 и d2- наружные диаметры опорного бурта НА на переднем диске РК и диаметр защитной втулки на заднем диске РК(см.рис.7), м. р - плотность перекачиваемой жидкости, кг/м g - ускорение свободного падения, м/с² Нет. - напор ступени, м.

О севое усилие, возникающее на валу электроприводного центробежного насоса с «плавающими» рабочими колесами, определяются по формуле: А в. п. к = Fe. * Рнае., (2)

где : Fe = 0,785d², Рнае. = рg ИНет

Здесь Fe - площадь поперечного сечения вала насоса; d - диаметр вала насоса; Рнае. - давление насоса; р - плотность перекачиваемой жидкости (все данные имеют размерность в системе СИ).

Осевое усилие на валу насоса с фиксированным расположением рабочих

колес («распертые» колеса)определяется по формуле:

А в.ж.к. =И А р.к. + А в.п.к (3)

где А р.к. - осевая нагрузка от одного рабочего колеса,

А р.к. = 0,785 К (D2²- Di²) р g Нет ).

Радиальная нагрузка, возникающая на валу насоса:

R = m r о/

где m - масса ротора (вал насоса + защитные втулки + рабочие колеса); r -радиус дисбаланса ротора (для нового насоса может быть принят радиальному зазору, равному допуску сопряжения «втулка рабочего колеса ■ расточка направляющего аппарата, см. рис. 4). со -угловая скорость вращения ротора насоса.