Определение нагрузки на крюке

Для скважин оборудованных СШН при подъёме труб нагрузка составит:

Q_тр = H₁×q₁ (84)

При подъёме труб с жидкостью:

Q = Q_тр + Q_ж = H₁×q₁ + H₃rpД²/4 (85)

При подъёме штанг:

Q_шт = H₂×q₂ (86)

При подъёме труб, штанг и жидкости (заклинивание насоса)

Q_кр = Q_тр + Q_шт + Q_ж = H₁×q₁ + H₂×q₂ + H₃rp(Д² – d²/4 ) (87)

где Q_тр и H₁ – соответственно масса (кг) и длина труб (м);

q₁ – масса 1 погонного метра, кг/м;

Q_шт и H₂ – масса (кг) и длина штанг (м);

q₂ – масса 1 погонного метра штанг, кг/м;

Q_ж и H₃ – масса (кг) и высота столба жидкости (м);

r - плотность жидкости, кг/м³;

Д – диаметр внутренних труб, м;

d – диаметр штанг, м.

Для компрессорных скважин:

При однорядном лифте:

Q_тр1 = H₁×q₁ (88)

При двухрядном лифте:

Q = Q₁ + Q₂ + Q_ж (145)

11.5.2 Расчёт муфты сцепления

Сводится к определению: а) размеров поверхности трения; б) силы их сжатия; в) прочности деталей сцепления.

Условие работы муфты:

М_ф > М_б ; Р/F< P₀

Момент трения муфты М_ф должен быть больше момента буксирования М_б, а удельное давление Р на единицу рабочей поверхности сцепления F не должно превышать определённой величины Р₀.

Рисунок 101-Схема фрикционной муфты подъемника

Соотношение М_ф = b× М_б (89)

где b - коэффициент запаса сцепления (b = 1,2 ¸1,5).

Если средний радиус соприкосновения дисков

R = (t₁ + t₂) / 2, (90)

то М_ф = Р×m×i×R (91)

и Р = М_ф /m×i×R (92)

где i – число поверхностей трения;

m - коэффициент трения между рабочими поверхностями сцепления.

i = m +n – 1 (93)

где m – число ведущих дисков;

n – число ведомых дисков.

Число поверхностей трения i и величина R задаются по конструктивным соображениям, t₂ – по соображениям габарита, t₂/t₁ принимают равным 0,3 – 1,4.

Кольцевая площадь поверхности диска:

F = 2pR×в (94)

где в – ширина кольца (в » 0,35 R).

Ход муфты составит:

Dh = 0.35 ¸ 0.5(m +n) (95)

Удельное давление:

Р₀ = Р/F = b× М_б /m×i×R²×2pв (96)

Зная М_ф и Р, определяют прочность отдельных деталей по формулам сопротивления материалов.

11.5.3 Расчёт тормозных устройств

Определяют: а) величину тормозного момента; б) натяжение на набегающем и сбегающем концах тормозных лент.

Рисунок 102-Схема тормоза

Натяжение набегающего конца ленты Т:

Т = t×e^mµ (97)

где e = 2,71828;

µ - угол обхвата ленты в радианах;

m - коэффициент трения;

t - натяжение на сбегающем конце, н.

Окружная тормозная сила Р_т:

Р_т = T – t = t×e^mµ - t = t(e^mµ - 1) (98)

Через тормозной момент:

Р_т = М_т/t (99)

Тогда t = P / e^mµ - 1, Т = Р + t (100)

Величина удельного давления:

q = T/tв (101)

где t - радиус тормозной шайбы, м;

в – ширина ленты, м.

Силу на рукоятке тормоза определяют из условия равновесия рычага:

Р_р×l = t× l₁ (102)

Рабочий ход тормозного рычага в месте приложения силы Р равен:

m = e×µ×l/l₁ (103)

Тормозная лента рассчитывается на напряжение:

s_р = Т₁ / (в - Z₁×µ)d £ К_р (104)

где d - толщина ленты;

d – диаметр заклёпки;

К_р – 80 – 100 МПа;

Z₁ – число заклёпок в расчётном сечении.

Заклёпочные соединения проверяются на срез заклёпок и на смятие их поверхности в месте соприкосновения с лентой.

t_ср = Т / Z₁×(pd²/4) £ К_ср s_см = Т / Zdd £ К_см

К_ср = 50 ¸ 60 МПа К_см = 100 МПа

11.5.4 Расчёт бочки барабана

Рассчитывают на сжатие под действием навивки каната и сил кручения и изгиба, возникающих от натяжения каната.

(105)

где М_изг – изгибающий момент;

М_кр – крутящий момент;

W – момент сопротивления кольцевого сечения;

s_в – допускаемое напряжение.

Для чугуна s_в = 23 МПа;

для стали s_в = 120 МПа;

для сварных барабанов s_в = 140 МПа.

Расчёт стенок барабана на сжатие

s_сж = S /d×t £ [s_сж] (106)

где S – усилие натяжения каната, н;

d - толщина стенки барабана, м;

t – шаг навивки, м.

Для чугуна s_сж = 800 МПа; для стали s_сж = 100 МПа.

Материалы применяемые в подъёмниках:

шестерни – стали марок 18ХГТ; 12ХН2А; 40ХН;

валы – 45; 40Х;

бочка барабана – стальное литьё.

11.6. ОПТИМАЛЬНЫЙ РЕЖИМ РАБОТЫ ПОДЪЁМНИКА

По мере подъёма оборудования из скважины масса его постепенно уменьшается. Графически этот процесс будет выглядеть так, как показано на рисунке 178. В этом случае полезная мощность двигателя падает от полной N до 0 в конце подъёма. Полная работа двигателя А равна:

А = ò^t₀Ndt (107)

где N – мощность;

t – время.

Средняя степень загрузки двигателя будет характеризоваться отношением:

К = ò^t₀Ndt / NT (108)

При одной скорости подъёма – К = 0,5. При двух скоростях включение скорости V₂

произойдет после снижения массы груза до .

При двух скоростях:

(109)

Рисунок 103-Диаграмма изменения нагрузок

При трех скоростях:

(110)

Максимальная нагрузка на крюке определяется так:

(111)

где q – масса 1м колонны, кг/м;

- масса талевой системы, м;

L – длина колонны труб, м.

Подбор оснастки (число струн) ведут по формуле:

(112)

где – максимальное натяжение ходового конца, Н;

- КПД таловой системы (для роликов на шариковых подшипниках , на подшипниках скольжения )

Длина колонны, поднимаемой на каждой скорости:

, (113)

где

, (114)

Величина определяется из технической характеристики ( и - соответственно 1 и 2 скорости подъема).

При проведении спуско-подъемных операций главной задачей является уменьшение времени. Машинное время зависит в первую очередь от мощности двигателя подъемника. Необходимая мощность определяется по формуле:

, (115)

где Q – масса груза, кг;

- максимальная скорость подъема крюка, м/с;

- КПД подъемника.

Так как

(116)

то (117)

- скорость подъема для любой длины колонны.

Выражение , тогда

(118)

Методика подбора оптимальных скоростей подъема была разработана Вирновским А.С. В соответствии с ней идеальное машинное время

(119)

Вирновским было показано, что коэффициент использования мощности зависит от числа скоростей подъемника и определяется так:

, (120)

где n- скорость подьема.

При этом:

Отсюда видно, что увеличение скоростей больше 4-5 неоправдано.

Следовательно, при проведении спуско-подъемных операций надо использовать все имеющиеся скорости подъема, для чего оснастку талевой системы подбирать так, чтобы начинать подъем на низшей скорости. Это позволит уменьшить машинное время.