Оглавление
Расчет колонны НКТ
1.1 Расчет НКТ на страгивающую нагрузку
1.2Расчет НКТ при избыточном внутреннем давлении
Расчет НКТ при совместном действии осевого усилия и внутреннего давления
1.4 Расчет НКТ при продольном изгибе
2. Расчет подъемника газовой скважины
2.1 Расчет выноса твердых частиц
2.2 Расчет выноса жидких капель
3. Расчет фонтанной арматуры
3.1 Расчет корпусных деталей фонтанной арматуры
3.2 Расчет усилий затяжки фланцевых соединений
3.3 Расчет затяжки шпилек соединения
3.4 Расчет фланцев
3.5 Расчет шпилек и прокладки на прочность
3.6 Потери напора в фонтанной арматуре
4.Расчет задвижки
4.1Определение усилий, действующих на шпиндель
4.2.Определение диаметра шпинделя
4.3.Определение крутящего момента на маховике
5.Расчет пакера
5.1Определение контактного давления Рк и наименьшей величины осевой силы Q, обеспечивающей герметичное разобщение ствола скважины
5.2Расчет высоты уплотняющего элемента
5.3Определение длины хода штока пакера
5.4Расчет корда уплотняющего элемента
6. Расчет скважинного центробежного электронасоса
6.1 Определение давлений на приеме погружного центробежного насоса6.2 Подбор установки ЭЦН для эксплуатации скважины
6.3 Расчет корпуса насоса
6.4 Расчет вала насоса
7. Расчет скважинного винтового электронасоса
7.1 Гидравлический расчет винтового насоса
8. Расчет штанговой скважинной насосной установки
8.1 Расчет экстремальных нагрузок на штанги в точке их подвеса к балансиру
8.2 Расчет напряжений в штангах
8.3 Расчет крутящего момента на валу редуктора
9. Расчет сосудов для подготовки и хранения добываемой продукции
9.1 Расчет обечайки
9.2 Расчет днища
9.3 Расчет технологических штуцеров
10. Сбор и подготовка нефти, газа и воды на промыслах
10.1 Гидравлический расчет выкидной линии
10.2 Расчет вертикального гравитационного сепаратора
Библиографический список

4
4
6

8
9
11
11
13
14
14
17
18
20
22
22
25
25
27
28
32

33
34
36
36
37

40
44
45
46
47
48
48

51
55
56
63
63
65
66
68
70
71
73

1. Расчет колонны НКТ

Из отдельных насосно-компрессорных труб (НКТ) собираются колонны, спускаемые в скважину для подъема на поверхность продукции скважины; технологических операций; подвески скважинного оборудования и ремонта. Расчеты колонны НКТ разделяют на технологические и прочностные. Технологическим расчетом определяют внутренние диаметры труб одной или многосекционных колонн и глубину их спуска. Расчеты на прочность производят с целью проверки: НКТ под воздействием нагрузки, вызывающей страгивание резьбового соединения; эквивалентного напряжения, возникающего в опасном сечении трубы с учетом давления среды и осевой нагрузки; усилий, вызывающих продольный изгиб труб, циклической переменной нагрузки.
Учет всех или части вышеперечисленных факторов производится в зависимости от условий работы колонны НКТ в скважине.
Исходные данные приведены в таблице 1.1
Таблица 1.1 – Данные к задаче расчет колонны НКТ
№ варианта Диаметр НКТ D мм Группа прочности, кгс/мм2 Глубина скважины H м Глубина спуска колонны L м Плотность жидкости в колонне ρН кг/м3 Плотность жидкости за колонной ρВ кг/м3 Плотность жидкости закачиваемой при освоении ρОС кг/м3 Забойное давление Рзаб МПа Давление при освоении Рос МПа
9 102 38 2600 2300 860 990 1600 35 10

1.1 Расчет НКТ на страгивающую нагрузку

При проверке труб на растяжение наиболее часто сравнивается фактическая вертикальная нагрузка со страгивающей нагрузкой резьбового соединения, величину которую можно выбрать по таблицам или определить по формуле Ф. И. Яковлева, уточненной П. П. Шумиловым
 ,
где Dcp – средний диаметр тела трубы под резьбой в ее основной плоскости, м,
b – толщина тела трубы в нарезанной части по основной плоскости, м;
σT- предел текучести материала труб, Па;
l – длина резьбы, м;
β- угол профиля резьбы, β=600;
φ- угол трения, φ=8…100;
η- поправочный коэффициент;
n- коэффициент запаса, n=1,3;

 ,

где s- номинальная толщина трубы, м.

Условие прочности выполняется, если

 ,

где – допускаемая страгивающая нагрузка, Н;
Q – осевая нагрузка, Н.
Осевая нагрузка рассчитаем при условии, что колонну составит трубы одного диаметра:

Q=ql

где q – масса одного метра трубы, q=15,2 кг;
l – длина колонны НКТ, м

Q=152·2300=349600 Нм

Условие прочности выполняется:

 ,

1. 2Расчет НКТ при избыточном внутреннем давлении

В данном случае отношение предельного давления к фактическому не должно быть ниже 1,3.
Предельное давление определяется по формуле

 ,

где QUOTE δ- – толщина стенки трубы, м.

Фактическое избыточное давление определяется следующим образом:
при эксплуатации нефтяных скважин с пакером

 ,

где забойное давление, Па;
QUOTE H- глубина скважины, м;
QUOTE L- глубина спуска труб, м;

при освоении скважины

 ,

где QUOTE Pос- давление на устье при освоении скважины, Па;
– QUOTE ρос- плотность жидкости, закачиваемой при освоении скважины, кг/м3.

Условие прочности выполняется
Расчет НКТ при совместном действии осевого усилия и внутреннего давления

В этом случае определяется эквивалентное напряжение по четвертой теории прочности

 ,

где QUOTE σz- осевое напряжение, Па
 ;

QUOTE σt- тангенциальное напряжение, Па

 ;

QUOTE στ- радиальное напряжение, Па

 .

Условие прочности
 ,

где n1- коэффициент запаса прочности, n1= 1,2…1,25.

Условие прочности выполняется.

1.4 Расчет НКТ при продольном изгибе

Проверку НКТ на продольный изгиб производят при применении механических пакеров. При этом определяют критическую сжимающую нагрузку, возможность зависания НКТ в скважине и прочность изогнутого участка колонны.
Критическая нагрузка при установке пакера

 ,

где момент инерции поперечного сечения трубы, м4,
– коэффициент, учитывающий снижение веса труб в жидкости

 ,

 ,
где – плотность материала труб.

В многосекционной колонне НКТ на продольный изгиб рассчитывают нижнюю секцию, как наименее устойчивую.
Запас устойчивости для предотвращения продольного изгиба

;  .

2. Расчет подъемника газовой скважины

Исходные данные приведены в таблице 2.1
Таблица 2.1 – Данные к задаче расчет подъемника газовой скважины
№ варианта Глубина подвески
труб L, м Плотность газаг,кг/м3 Плотность
частичкич ,кг/м3 Динамическая вязкость
газаг, Па с Дебит газовой
скважины Qг, м3/сут Забойное давление
Рзаб, МПа Температура на забое
Тзаб, К Давление
на устье Ру, МПа
9 3100 1,8 2600 1,910-5 1,4105 10,0 345 35

Одним из критериев при расчете диаметра подъемника газовой скважины является обеспечение выноса с забоя твердых или жидких частиц, содержащихся в продукции.
Вынос этих частиц зависит от скорости газового потока у башмака труб Vг. Основное условие выноса следующее

где – критическая скорость, при которой твердые или жидкие частицы находятся в потоке газа во взвешенном состоянии, м/с.

2.1 Расчет выноса твердых частиц

В этом случае критическая скорость зависит от режима течения газа и диаметра выносимых частиц.
Режим течения определяется параметром Рейнольдса

или параметром Архимеда

 ,

где – диаметр твердой частицы, м;  = 0,002м;
– плотность твердых частиц,
(при расчетах принимают ).

Так как Аr = 938466 > 83000, то режим течения турбулентный, а критическая скорость:

;

где – плотность газа при давлении и температуре у башмака труб, ;
µг – динамическая вязкость газа при давлении и температуре у башмака труб, .

Внутренний диаметр подъемника, м

,

где – дебит газа, тыс. .

Выбираем трубы с условным диаметром 60 мм, внутренним диаметром 50,3 мм

Длина подъемника принимается равной глубине скважины, поэтому давление и температура у башмака подъемника равны соответственно забойным.

2.2 Расчет выноса жидких капель

Критическая скорость выноса жидких капель с забоя газовой скважины, м/с
 ,
где – забойное давление, МПа.
Если в продукции скважины имеются твердые и жидкие частицы, то при расчете диаметра подъемника из полученных двух значений диаметра выбирают наименьше.
Иногда при расчете диаметра подъемника принимают
м/с.

3. Расчет фонтанной арматуры

Фонтанная арматура герметизирует устье скважины, служит для контроля и регулирования режима эксплуатации скважин.
Фонтанная арматура в собранном виде не рассчитывается, т. к. она представляет собой остаточно прочную уравновешенную и жесткую конструкцию. Достаточная прочность и герметичность корпусных деталей арматуры и фланцевых соединений создают условия, обеспечивающие требуемую надежность фонтанной арматуры в сборе.
Фланцы элементов АФ соединяют шпильками и уплотняют металлическими кольцами овального или восьмиугольного сечения. Материал кольца более мягок, чем фланца.
Наиболее распространенным является расчет по допускаемым напряжениям. Расчет по допускаемым напряжениям состоит:
— определение усилий, действующих во фланцевом соединении;
— прочностной расчет деталей: шпилек, фланцев, прокладок.
Исходные данные приведены в таблице 3.1
Таблица 3.1 – Данные к задаче расчет фонтанной арматуры
Параметры 9
Рабочее давление, Рр, МПа 14
Плотность добываемой жидкости, ρ, кг/м3 940
Дебит скважины, Q, т/сут. 480
Содержание абразива, % 0,2
Содержание агрессивных компонентов, % —
Кинематическая вязкость, ν, см2/с 0,0135

3.1 Расчет корпусных деталей фонтанной арматуры

Толщина стенки корпуса S, м

гдеРр – внутреннее давление среды, МПа;
Dв – внутренний диаметр корпуса (диаметр проходного отверстия), м.
ГОСТом предусмотрено соотношения Dу с Рр рабочим, значения которых представлены в таблице 3.2.
Таблица 3.2 – Соотношения Dу с Рр
Dy, мм 50 65 80 100 180
Pp, МПа 35-105 7-70 21-70 21-35 21-35

[σр] – допускаемое напряжение при растяжении, МПа

[σр] = σв/nк,

гдеσв – предел прочности при растяжении, МПа;
nк – коэффициент запаса прочности, nк = 3;
С – поправочный коэффициент на коррозию, равный 2-5 мм в зависимости от агрессивности среды.
Выберем марку стали – Ст20: σт=230 Мпа, σв=520 МПа

[σр] = 520/3=173,33МПа

Наружный диаметр корпуса, м

Dн = Dв+2·S

Dн = 65+2·7,7=80,4 мм

Предельное давление, которое может выдержать корпус, определяют по формуле Илюшина, Рпред, МПа

где[σ] – допускаемое напряжение по пределу текучести, МПа

[σ] = σт/nк  ,

где nк – запас прочности (2,5….3,0).

[σ] = 230/2,5=92 МПа

Материалы для корпусных деталей фонтанной арматуры представлены в таблице 3.3.
Таблица 3.3 – Материалы для корпусных деталей ФА
Марка стали Предел текучести,
σт; МПа Предел прочности,
σв; МПа
ст 08
20
40
30 Г
45 Г
30 ХМЛ
40 ХГ
40 Х
40 ХН
35 ХГСА
33 ХС
20 ХНЗА 202
230
334
317
372
678
770
685
785
1341
769
280 324
520
630
600
730
801
960
785
980
1600
910
395

Коэффициент запаса прочности

n = Рпред/Рр>[n] ,

где [n] – допускаемый коэффициент запаса прочности.

n = 22,6/14=1,61>1,2

3.2 Расчет усилий затяжки фланцевых соединений

Усилие предварительной затяжки Рзат , кН

Рзат = π·D·Вэф·qn ,

гдеD – средний диаметр уплотнения, м;
Вэф – эффективная ширина прокладки, м; т. е. суммарная ширина уплотняющего пояска у кольца.
Вэф = 0,5·В – для плоских прокладок;
Вэф = 0,125·В – для овальных прокладок;
В – ширина прокладки, м;
qn – удельное давление смятия прокладки для создания герметичности, МПа; qn=127 МПа

Рзат = 3,14·101,6·10-3·0,5·11,1·10-3·127·106=223·103Н

Прокладки на рабочее давление до 35 МПа изображены на рисунке 3.1.

Рисунок 3.1 – Прокладки на рабочее давление до 35 МПа

3.3 Расчет затяжки шпилек соединения

Прочностной расчет шпилек ведется на основании ранее определенного расчетного усилия Ррасч. При числе шпилек z усилие, действующее на одну шпильку, кН вычисляется по формуле

.

Напряжение в шпильке σрас, МПа

гдеd1 – внутренний диаметр резьбы под шпильку, м;
σт – предел текучести материала шпильки, МПа;
nш – коэффициент запаса прочности (nш = 3…5).

Необходимый момент крепления шпилек, Н·м

гдеβ; ρ – угол подъема резьбы и угол трения в резьбе

S – шаг резьбы, м
ρ = arctg f1;

f1 – коэффициент трения в резьбе, f1 = 0,15;
f – коэффициент трения гайки о фланец, f = 0,2;
D0 – наружный диаметр опорного бурта гайки, м

D0 = 1,75·d1 .

ρ = arctg 0,15=8˚

D0 = 1,75·20=35 мм .

3.4 Расчет фланцев

Расчет сводится к проверке прочности фланца на изгиб.
Схема фланцевого соединения деталей фонтанной арматуры изображена на рисунке 4. При расчете фланца его можно представить в виде консольной балки с заделкой в сечении А-С и приложенной сосредоточенной силой Ррасч. Геометрические размеры фланцев изображены на рисунке 5 и представлены в таблице 10. Данные к задаче представлены в таблице 11.
В опасном сечении А-С изгибающий момент, Н·м

МАС = Ррасч · l ,

гдеl – плечо действия расчетной нагрузки, м.

 ,

гдеDш – диаметр делительной окружности центров отверстий под шпильки, м;
D3 – большой диаметр шейки, м;
Dнп – диаметр наружный прокладки, м.

МАС =223·103· 20·10-3 =4460Нм
Момент сопротивления опасного сечения А-С изгибу WАС, м3

гдеDрас – расчетный диаметр наиболее нагруженной точки сечения А-С

гдеНф – толщина тарелки фланца, м;
f – глубина канавки, м;
D3 – большой диаметр шейки, м;
Dср к – средний диаметр канавки фланца, м.

Напряжение изгиба σ, МПа

гдеσт; nф – предел текучести и запас прочности для материала фланца,
nф = 2,25…3.

Условие прочности выполняется

3.5 Расчет шпилек и прокладки на прочность

Для определения прочности прокладки проверяют параметр βl, отражающий устойчивость формы прокладки при действии на нее осевых сил.

гдеRср = (rв+rн)/2 – средний радиус прокладки, м;
В – ширина прокладки, м.
Если βl ≤ 1, то расчет считается законченным. Если βl > 1, то надо сделать прокладку прочнее, например, изменить материал прокладки.

βl < 1, расчет считается законченным.

3.6 Потери напора в фонтанной арматуре

Потери напора в фонтанной арматуре связаны с сопротивлениями, возникающими по ее длине; местными сопротивлениями во фланцевых соединениях, в кранах (задвижках), в штуцерах и на поворотах.
Определим потери напора в столовой части арматуры на участке длиной L и диаметром d по формуле

гдеλ – коэффициент гидравлического сопротивления на трение

гдеkэ – коэффициент эквивалентной абсолютной шероховатости;
Re – число Рейнольдса;
d – диаметр стволовой части, м

Re = V·d/υ ;

V – скорость потока, м/с

V=Q/F ,

гдеQ – расход жидкости, м3/с;
F – площадь поперечного сечения, м2;
υ – кинематическая вязкость жидкости, м2/с.

V=0,0052/0,0033=1,57 м/с

Re = 1,57·0,065/0,00000135 = 75592

Потери напора во фланцевом соединении, м

гдеn – число фланцевых соединений;
ςфл – коэффициент сопротивления во фланцевом соединении, ςфл = 0,15.

Потери напора в запорных органах (задвижки, краны), h3, м

гдеz – число запорных органов;
ς3 – коэффициент сопротивления в запорных органах, ς3 = 0,12 .

Потери напора на поворотах, hпов, м

гдеςпов – коэффициент сопротивления на поворотах.
Угольник 90°….1,4Угольник 135°….0,4
Колено 90°…….0,2Тройник…………0,3

Потери в фонтанной арматуре ∑ h, м

∑ h = hL+ hфл+ h3 + hпов .

∑ h = 0,27+ 0,15+ 0,16 + 0,17=0,75м
4. Расчет задвижки
Исходные данные приведены в таблице 4.1
Таблица 4.1 – Исходные данные
Внутреннее давление среды Внутренний диаметр корпуса Наружный диаметр уплотнительного кольца Рабочее усилие одной пружины Диаметр шпинделя в месте посадки Внутренний диаметр подшипника Высота манжеты Наружный диаметр манжеты № варианта
Ро, МПа Dу, мм D1, мм Рраб, Н dс, мм dп, мм h, мм Dн, мм
76 50 75 1500 30 50 20 55 9

4.1 Определение усилий, действующих на шпиндель

Наибольшее усилие, действующее на шпиндель:
при открывании задвижки: Q0’=Q1′-Qшп;

при закрывании задвижки: Q0=Q1+Qшп;

где Q1’– усилие для перемещения плашек в начале открытия, Н;
Q1 – усилие для перемещения плашек в конце закрытия, Н;
Qшп– выталкивающее усилие от действия давления среды на шпиндель, Н.
Усилие перемещения плашек

Q1’=πD124∙P0+Qпр∙f’, 
Q1=πD124∙P0+Qпр∙f,

где D1 – наружный диаметр уплотнительной канавки, м;
f,f’ – коэффициенты трения движения и трения покоя шибера о направляющие: f=0,12 , f’=0,22;
Qпр – усилие от действия распорных пружин, Н:

Qпр=Pраб∙z,

где Pраб – рабочее усилие одной пружины, Н
z – число пружин (четное число).

Qпр=1500∙4=6000 H

Qшп=P0∙πdc24,

dc – диаметр шпинделя в месте посадки уплотнительных манжет, м;
P0 — внутреннее давление среды, МПа.

Qшп=76∙106∙3,14∙30∙10-324=53694 H,

Q1’=3,14∙75∙10-324∙76∙106+6000∙0,22=75149,25 H,
 
Q1=3,14∙75∙10-324∙76∙106+6000∙0,12=40990,5 H,

Q0’=75149,25-53694=21455,25 H,

Q0=40990,5+53694=94684,5 H

Схема к расчету задвижки представлена на рисунке 4.1

Рисунок 4.1 – Схема к расчету задвижки
D1 – наружный диаметр уплотнительного кольца; в – ширина уплотнительного кольца; DB – внутренний диаметр уплотнительного кольца; dc – диаметр шпинделя
4.2 Определение диаметра шпинделя
Диаметр резьбы из расчета на сжатие и кручение определяется по формуле:
d1=kQ0[σпр]+0,3s , ABS()
где [σпр] – допускаемое приведенное напряжение, Па
k – коэффициент, зависящий от трения в резьбе, k=1,17;
s – шаг резьбы, s=6 мм.

σпр=σтn ,

n – коэффициент запаса прочности, n=3,5;
Марка стали 20Х13.

σпр=635∙1063,5=181,4 МПа ,

d1=1,1794684,5181,4∙106+0,3∙6∙10-3=0,026 м=26 мм ,

Далее по ГОСТ 9484-81выберем резьбу:
dср=d-0,5s=30-0,5∙6= 27 мм ,
d1=d-2H=30-2∙3= 24 мм

4. 3 Определение крутящего момента на маховике задвижки
1) при закрытии задвижки

M=Mp+Mn+Mm ,

где Mp – момент трения в резьбе, Нм;
Mn – момент трения в подшипниках, Нм;
Mm – момент трения в уплотняющих шток манжетах, Нм

Mp=Q1dср2 tgα+ρ,

где Q1 – усилие перемещения плашек при закрытии, Н;
dср – средний диаметр резьбы шпинделя, м;
α – угол подъема винтовой линии резьбы,
ρ – угол трения в резьбе

α=arctgsπ∙dср=arctg0,0063,14∙0,027=0,0706 ,

ρ=arctgfp=arctg0,1=0,0996 ,

где fp – коэффициент трения в резьбе, fp=0,1;
Mp=40990,50,0272 tg0,0706+0,0996=94,2 Hм ,

Mп=fпр∙Q0d2 ,

где d – внутренний диаметр подшипника, м;
fпр – приведенный к валу условный коэффициент трения скольжения. Для шариковых упорных подшипников fпр= 0,003…0,004 ;

Mп=0,004∙94684,50,052=9,46 Hм,

2) при двух подшипниках

Mп=2fпр∙Q0d2 ,

Mп=0,004∙2∙94684,50,052=18,92 Hм,

Mm=ψ∙dc2∙P0∙0,25Dн-dc ,

где ψ – расчетный коэффициент

ψ=h5Dн-dc

где h – высота манжеты, м;
Dн – наружный диаметр манжеты, м

ψ=20555-30=0,16

Mm=0,16∙0,032∙76∙106∙0,250,055-0,03=68,4 Hм

M=94,2+18,92+68,4=181,52 Hм

3) при открывании задвижки

M’=Mp’+Mn’+Mm ,

где Mp’ – момент трения в резьбе, Нм
Mn’ – момент трения в подшипниках, Нм

Mp’=Q1’dср2 tgρ’-α ,

ρ’ – угол трения в резьбе
fp’ – коэффициент трения в резьбе при открывании задвижки

ρ’=arctgfp’=arctg0,13=0,1292 ,

fp’=1,3fp=1,3∙0,1=0,13
Mp’=75149,250,0272 tg0,1292-0,0706=119Hм ,

Mn’=2fпр∙Q0’d2 ,

Mn’=2∙0,004∙21455,250,052=4,29 Hм ,

M’=119+4,29+68,4=191,7 Hм

5. Расчет пакера

В задании на проектирование пакера обычно даются его главные параметры; условия эксплуатации и описание технологических процессов, для которых необходим пакер.
Надежное уплотнение может быть создано при разности диаметров уплотнения пакера до его деформации и обсадной колонной до 15-20 мм. Рабочие перепады давления обычно равны 10-100 МПа.
При расчете пакера определяют необходимое для герметизации контактное давление, осевую силу, обеспечивающую его давление, оптимальную высоту уплотняющего элемента, оптимальную длину хода штока пакера, параметры корда уплотняющего элемента.
Исходные данные приведены в таблице 5.1
Таблица 5.1 – Исходные данные
Вариант Внутренний
диаметр
обсадной колонны DC, мм Наружний
диаметр резины DП, мм Внутренний
диаметр
резины dШ, мм Высота
свободного
ненагружен-ного
элемента h мм Перепад
давления, МПа Длина пакера L,мм
9 187,6 145 106 81 21 1195

При расчете пакера (рисунок 5.1) определяют необходимое для герметизации контактное давление, осевую силу, обеспечивающую его давление, оптимальную высоту уплотняющего элемента, оптимальную длину хода штока пакера, параметры корда уплотняющего элемента.

Рисунок 8 – Пакер для разобщения пространств в колонне
Dп – наружный диаметр резины; dш – внутренний диаметр резины; h – высота свободного, ненагруженного уплотняющего элемента; L – длина пакера

5.1 Определение контактного давления РК и наименьшей величины
осевой силы Q, обеспечивающей герметичное разобщение ствола скважины

где µР – коэффициент Пуассона, µР=0,475;
F– площадь поперечного (диаметрального) сечения уплотнительного элемента в деформированном состоянии, м2;
G – модуль сдвига резины, G=5,1…10 МПа;
RП, RC – наружный радиус резины до деформации и после нее (последний равен внутреннему радиусу обсадной колонны), м;
rш – внутренний радиус резины, м;
– перепад давления у пакера, МПа.

5.2 Расчет высоты уплотняющего элемента

Высота уплотняющего элемента пакера в свободном состоянии может быть определена из условия равенства площади его поверхности до и после деформирования. Это условие обеспечивает предохранение от затекания резины в зазор между пакером и обсадной колонной.
Высота элемента в сжатом состоянии, hc, м:

,
где f – коэффициент трения, f=0,55.

В пакере рекомендуется иметь несколько (два…четыре) таких уплотнений. Наибольшая высота уплотнительного элемента может быть найдена из условия самозакрепления пакера при действии осевого усилия.

5.3 Определение длины хода штока пакера

Оптимальная длина хода штока пакера определяется по формуле

,
где h – высота свободного ненагруженного уплотняющего элемента, м;
Коп – коэффициент оптимальности:

.

5.4 Расчет корда уплотняющего элемента

Толщина кордной оболочки, характеризующая прочность уплотнительного элемента в целом определяется числом слоев материала корда

,

где RК – средний радиус корда в момент прижатия пакера к стенкам скважины, м;
[N] – допустимое усилие нити на разрыв, [N]=0,3…0,6 кН;
t – шаг нитей кордной ткани, t=1,1…1,2 мм;
– угол подъема нитей корда

RКС – средний радиус корда пакера в свободном состоянии, м.

6. Расчет скважинного центробежного электронасоса

6.1 Определение давлений на приеме погружного центробежного насоса
Исходные данные приведены в таблице 6.1
Таблица 6.1 – Исходные данные
Вариант Давление насыщения, Рнас, МПа Температура флюида, tпл, °С Относительная динамическая вязкость, μнп, мПа·с Объемная обводненность продукции, В Плотность в стандартных условиях, ρнд, кг/м3 Плотность пластовой нефти, ρнп, кг/м3 Пластовое давление, Рпл, МПа Коэффициент продуктивности, Кпр, м3/(сут·МПа) Глубина скважины, Lс, м Давление на устье, Ру, МПа
9 9,2 33 2,7 0,64 852 804 21,3 28 1250 1,5

Погружной центробежный насос достаточно чувствителен к наличию в откачиваемой жидкости свободного газа. В зависимости от количества свободного газа фактические характеристики центробежного насоса деформируются, а при определенном газосодержании насос прекращает подавать жидкость.
Промысловые исследования работы ПЦЭН выделили три качественно различных области работы насоса.
В первой области, характеризующейся небольшим содержанием свободного газа в откачиваемой жидкости, реальные (фактические) характеристики насоса не отличаются от стендовых без присутствия свободного газа, а КПД насоса –максимален. Давление на приеме насоса, соответствующее небольшому газосодержанию в откачиваемой жидкости, назовем оптимальным давлением на приеме Ропт (насос работает в первой области).
Вторая область работы ПЦЭН характеризуется увеличением количества газа на приеме, вследствие чего реальные характеристики отклоняются от стендовых при работе без свободного газа (иногда значительно), но насос сохраняет устойчивую работу при допустимом КПД. Давление на приеме, соответствующее этой области работа насоса со свободным газом, назовем допускаемым давлением на приеме Рдоп.
Третья область работы ПЦЭН характеризуется значительным количеством свободного газа на приеме, вследствие чего нарушается устойчивая работа насоса вплоть до срыва подачи. При этом КПД насоса становится равным 0. Давление, соответствующее этой области насоса, назовем предельным давлением на приеме Рпред.
Эмпирические зависимости для расчета Ропт, Рдоп, Рпред, справедливы при (μнд/μнп) ≤ 3. Если отношение вязкости дегазированной нефти при пластовой температуре к вязкости пластовой нефти превышает 3, то требуется специальные исследования для корректировки нижеприведенных зависимостей.
Оценку оптимального давления на приеме можно выполнить по следующим формулам:
— при В ≤ 0,6

— при В ≥ 0,6

гдеВ – объемная обводненность продукции, доли единицы;
μнд – вязкость дегазированной нефти, мПа·с;
μнп – вязкость пластовой нефти, мПа·с;
Рнас – давление насыщения, МПа.
Оценка допускаемого давления при приеме ПЦЭН:
— при В ≤ 0,6

— при В ≥ 0,6
.
Предельное давление на приеме во всей области 0 ≤ В ≤ 1

т. к. вязкость дегазированной нефти μнд дается в справочной литературе при t = 20°С, а при вычислении μнд/μнп ее необходимо подставлять при tпл, то для расчета μнд при пластовой температуре можно воспользоваться следующей формулой

гдеμt (μнд) – относительная динамическая вязкость дегазированной нефти при температуре t, мПа·с;
μ20; μ50 – относительные динамические вязкости дегазированной нефти при температурах 20 и 50°С
μ20 = 14,4мПа·с;μ50 = 6,2мПа·с

6.2 Подбор установки ЭЦН для эксплуатации скважины

Определение минимально возможного забойного давления Рзаб.min, МПа

Рзаб.min = 0,75·Рнас .

Рзаб.min = 0,75·9,2=6,9 МПа
 
Максимально возможный дебит скважины Qmax, м3/сут.

Qmax = Кпр·(Рпл – Рзаб.min),

гдеРпл – пластовое давление, МПа;
Кпр – коэффициент продуктивности, м3/(сут·МПа).

Qmax = 28·(21,3 – 6,9)=403,2 м3/сут

Зададимся несколькими значениями дебитов (подач)
Q1=350 м3/сут < Qmax;Q2=400 м3/сут ≈ Qmax;Q3=450 м3/сут > Qmax .
Определим глубины спуска насоса для заданных подач ННi, м

гдеLс – глубина скважины, м;
ρ′ж – плотность жидкости, кг/м3

гдеВ – объемная обводненность;
ρв – плотность воды, кг/м3;
− средняя плотность нефти, кг/м3

гдеρнп – плотность пластовой нефти, кг/м3;
ρнд – плотность нефти в стандартных условиях, кг/м3.

Для каждой глубины спуска насоса находим на рисунке 9 давления на выкиде насоса Рвых 1; Рвых 2; Рвых 3.

Рвых = Р + Ру .

Рвых1 = 8 + 1,5=9,5 МПа

Рвых2 = 9,6 + 1,5=11,1 МПа

Рвых3 = 12 + 1,5=13,5 МПа

Рассчитываем потребные давления, МПа

РНi = Рвых i  –  Ропт .

РН1 = 9,5  –  5,71=3,79МПа

РН2 = 11,1 –  5,71=5,39 МПа

РН3 = 13,5 –  5,71=7,79 МПа
 
Вычисляем потребные напоры Нi, м

Нi = РHi · 106/(ρ′ж · g) .

Н1 = 3,79· 106/(938 · 9,81)=412 м

Н2 = 5,39· 106/(938 · 9,81)=586 м

Н3 = 7,79· 106/(938 · 9,81)=846 м

По соответствующим точкам пересечения гидродинамической характеристики с реальными характеристиками насосов (рисунок 6.2) выбираем насос с подачей наиболее близкой расчетному значению.
УЭЦН-6-250-1400,
где 6 – группа насоса, 350 – подача, м/сут, 850 – напор, м.в.ст.
С учетом подачи выбранного насоса окончательно определяем глубину его спуска, Нн, м

гдеQ – подача реального (выбранного) насоса, м3/сут.

Экспериментальные кривые распределения давления в зависимости от напора и обводненности представлены на рисунке 6.1. Основные параметры ПЦЭН изображены на рисунке 6.2.

Рисунок 6.1 – Экспериментальные кривые распределения давления (ρв = 1000кг/м3)
1, 2, 3, 4 и т. д. – соответственно при обводненности В = 0; 0,1; 0,2; 0,3; 0,4; 0,5; 0,6; 0,7; 0,8; 0,9; 1.
Рисунок 6.2 – Основные параметры УЭЦН: 1 – УЭЦН-6-500-750; 2 – УЭЦН-6-500-450; 3 – УЭЦН-6-350-850; 4 – УЭЦН-6-350-600

6.3 Расчет корпуса насоса

Корпусы погружных центробежных насосов выполняются в виде стальных труб с внутренней расточкой для центрирования направляющих аппаратов, радиальных опор и узлов сочленения при многосекционном исполнении насоса.
Корпус имеет строго ограниченную кривизну и разностенность.
В зависимости от

Оглавление Расчет колонны НКТ 1 1 Расчет НКТ на страгивающую нагрузку 1