ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ АГРЕГАТОВ, ИХ РАСЧЕТ

ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ АГРЕГАТОВ, ИХ РАСЧЕТ

И КОНСТРУИРОВАНИЕ

УСТЬЕВОЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННОЕ ОБОРУДОВАНИЕ

 

Непосредственно на устье скважины и над ним устанавли­вают оборудование, обеспечивающее выполнение работ с ко­лонной гибких труб при соблюдении правил безопасности. К этим устройствам относятся превентор, герметизатор устья сква­жины, транспортер с направляющей дугой и его основание.

ПРЕВЕНТОР

 

Назначение превентора - это обеспечение безопасности в процессе ведения работ при возникновении нештатных си­туаций. Под последними подразумевают аварийную потерю работоспособности основных устройств агрегата - транспор­тера и герметизатора, а также внезапные проявления скважи­ны - выбросы и фонтанирование.

Превентор должен включать секции, которые позволяют удерживать колонну гибких труб, перерезать ее, обеспечивать герметизацию полости скважины по всему ее поперечному сечению и при обжатии гибкой трубы плашками. Для этого применяют четырехсекционные превенторы, включающие сек­ции с клиновыми захватами тр> убы, обжимающими послед­нюю, и секцию со срезающими и глухими плашками.

Учитывая малую вероятность в необходимости использо­вания превентора, можно применять конструкцию с ручным приводом плашек. Однако использование комбинированных приводов - ручного и гидравлического - позволяет повысить комфортность управления агрегатом.

Превентор является изделием, широко применяющимся при бурении и добыче нефти и газа.

Ниже превентора устанавливают тройник, обеспечиваю­щий закачку технологической жидкости в кольцевое про­странство между колоннами КГТ и НКТ (или эксплуатаци­онной колонной). Этот же тройник используют для отвода отработанной жидкости.

 

ГЕРМЕТИЗАТОР УСТЬЯ СКВАЖИНЫ

 

Основное назначение герметизатора - это изоляция внут­ренней полости скважины и колонны лифтовых труб от внешней среды. При этом в изолируемых полостях могут на­ходиться под давлением 16 - 20 МПа продукция скважины (нефть, газ, вода), технологическая жидкость, используемая при обработке скважины (соляной раствор, жидкость на неф­тяной основе, растворы кислот), а также твердые включения (песок, окалина, частицы парафина). В процессе работы ком­плекса оборудования при выполнении технологических опе­раций в скважине и спуске или подъеме трубы КГТ соответ­ственно перемещается со скоростью 0, 01 - 0, 05 и 0, 4 - 1 м/с. В любом случае герметизатор должен исключать утечки в зазоре между его корпусом и поверхностью гибких труб.

Кроме того, герметизатор устья служит для пропуска в полость скважины инструментов и приборов, наружный диа­метр которых превышает наружный диаметр трубы в 1, 2 -1, 5 раза.

Условия эксплуатации агрегатов предопределяют оператив­ное управление герметизатором в зависимости от величины давления в полости скважины.

Но самым важным требованием является надежная работа уплотнительного элемента, в частности, обеспечение его ра­ботоспособности как при штатном режиме функционирова­ния агрегата, так и при отказе или остановке каких-либо сис­тем, например, при внезапной остановке приводного двигате­ля и последующей паузе при его запуске (или ремонте).

С учетом всех перечисленных требований герметизатор выполняют в виде контактного уплотнения с использованием в качестве уплотнительного элемента втулки из эластомера. Материалом для создания герметизатора служит маслобензоизносостойкая резина или полиуретан. Уплотнение осущест­вляют с принудительным поджимом к уплотняемой поверх­ности, для чего используют гидравлический привод, которым управляют из кабины оператора агрегата.

Один из вариантов схемы герметизатора приведен на рис. 3.1. Он включает корпус 7, в нижней части которого распо­ложен уплотнительный элемент 6. Выше него находится при­водной гидроцилиндр 4 диаметром D, полый шток 3 которого перемещается поршнем 2.

Рисунок 3.1 - Схема герметизатора устья с осевым расположением

Приводного цилиндра

 

Колонна гибких труб 1 проходит через полый шток 3, цен­трируется направляющей втулкой 5 и взаимодействует с уплотнительным элементом. Для установки нового и извлече­ния Изношенного уплотнительного элемента в нижней части корпуса предусмотрен затвор 8, положение которого относи­тельно корпуса фиксируется посредством упорной резьбы или байонетного соединения. Для крепления герметизатора на превенторе имеется фланец 9.

Описанная конструкция герметизатора наиболее проста, но ее недостатки - это значительные осевые габариты и су­щественная масса. Однако они компенсируются высокой на­дежностью и удобством обслуживания.

При необходимости повышения герметизирующей способ­ности уплотнительного элемента в процессе его работы в по­лости А увеличивают давление рабочей жидкости гидропри­вода, а для разгрузки уплотнительного элемента последнее или уменьшают в полости Л, или увеличивают в полости В. При этом уплотнительный элемент может быть полностью разгружен, и между ним и наружной поверхностью гибкой трубы образуется зазор.

В процессе работы в кольцевом пространстве С между гибкой трубой и полым штоком накапливается технологиче­ская жидкость, проникающая туда из полости скважины. При перемещении колонны гибких труб вниз необходимо следить за тем, чтобы эта жидкость постоянно там находилась, обес­печивая смазку поверхности трубы, взаимодействующей с уп­лотнением. Для этого, например, рекомендуют периодически уменьшать давление в приводном цилиндре, увеличивая утеч­ку до тех пор, пока жидкость не заполнит весь кольцевой объем. После его заполнения и появления жидкости у верх­ней кромки полого штока давление следует опять увеличить. Невыполнение этого условия приведет к тому, что уплотни­тельный элемент начнет " гореть" и интенсивно изнашиваться. Приводной гидроцилиндр должен иметь определенный за­пас хода, который в процессе работы позволяет сжимать из­ношенный уплотнительный элемент, обеспечивая сохранение работоспособности всего узла в целом. Этот запас хода дает возможность также выталкивать из корпуса изношенный уп­лотнительный элемент при его замене, что облегчает и уско­ряет проведение ремонтных работ в промысловых условиях.

Меньшей массой и меньшими осевыми габаритами обла­дают герметизаторы с радиальным расположением приводных цилиндров (рис. 3.2). При использовании подобной схемы усилие прижима уплотнительного элемента обеспечивается несколькими поршнями (плунжерами), размещенными в бо­ковой поверхности корпуса. Недостатком подобной конст­рукции является то, что равномерное прижатие уплотнитель­ного элемента к поверхности гибкой трубы начинает обеспечиваться при сравнительно высоких давлениях (порядка 5 -6 МПа). Это обусловлено тем, что эластомерный уплотни­тельный элемент, расположенный в замкнутом объеме корпу­са, только в этих случаях ведет себя подобно жидкости. При меньших давлениях он работает как упругое тело, подчи­няющееся закону Гука. Поэтому при высоких давлениях уп­лотняемой среды в полости скважины обеспечивается равно­мерное изнашивание по всей длине уплотнительного элемен­та, а при малых - неравномерное, в основном в средней его части.

1 - корпус герметизатора устья; 2 - цилиндр;

3 -плунжер; 4 - колонна гибких труб

 

 

Рисунок 3.2 - Схема герметизатора устья с радиальным расположением

приводных цилиндров.

 

Уплотнительный элемент является специфическим узлом, применяемым только для агрегатов ПРС. Поэтому расчет его основных элементов в технической литературе практически не освещен.

Выбор основных параметров. С точки зрения теории рас­сматриваемый тип уплотнительного элемента может быть от­несен к мягким сальниковым набивкам с принудительным поджимом к уплотняемой поверхности. Оценка возможности его работы осуществляется по критерию Р _K × v [12], где Р_к -контактное давление на поверхность, МПа; v - скорость от­носительного скольжения, м/с. При Р _K × v > 5, 6 - 6 МПа× (м/с) для нормальной работы уплотнительного элемента необходи­мо применять смазку рабочей средой или от постороннего источника. Применительно к условиям работы агрегата на скважине это означает, что при перемещении колонны гибких труб со скоростью 0, 5 м/с (перемещение труб на рабочую от­метку) давление на буфере не должно превышать 12 МПа.

В процессе работы уплотнительного элемента типа набив­ки осевые и радиальные (контактные) давления распределя­ются по экспоненциальному закону [13]

Р_ос = Р_о exp [2 af × ( L - х)/ b ]\

Р_к = аР_о exp [2 af × ( L - x )/ b ].

Здесь значение а характеризует жесткость материала уплотнительного элемента (при ориентировочных расчетах а при­нимают равным 0, 5); f - коэффициент трения (в рассматри­ваемых условиях f = 0, 1); b и L - радиальный и осевой раз­меры уплотнительного элемента.

Исходя из условия пропорциональности контактного дав­ления градиенту давления, величина давления жидкости в зазоре между уплотнительным элементом и поверхностью трубы определяется соотношением

 

Р (x) = Р_о [1 - ехр × (-a × х /A × b)]/[1 - ехр × (-a × L/A × b)], (3.1)

 

где А - параметр, характеризующий рабочие свойства уплот­нения

(А = 1, 0 ¸ 1, 2).

 

Неравномерность распределения контактного давления приводит к тому, что в зоне нижнего торца уплотнительного элемента, там где находится уплотняемая среда, P _к в 2 - 2, 5 раза выше, чем в верхней части. Большие значения имеют место при перемещении труб вниз, меньшие - вверх (рис. 3.3).

Для обеспечения оптимального распределения контактных давлений при использовании в качестве материала уплотнительного элемента эластомеров со средним значением твердо­сти следует принимать его наружный диаметр и высоту рав­ными 140 - 150 мм для гибкой трубы с наружным диаметром до 40 мм.

С учетом приведенных зависимостей (см. рис. 3.3) можно утверждать, что схема уплотнительного элемента с радиаль­ным поджимом обеспечивает ему лучшие условия работы по сравнению с осевым нагружением.

 

Рисунок 3.3 - Эпюра контактных давле­ний в уплотнительном элементе.

Жирной стрелкой показано усилие, сжимающее уплотнительный эле­мент

 

Кинематический расчет параметров. Этот расчет сводится к определению размеров приводного гидроцилиндра, обеспе­чивающего создание соответствующего контактного давления при заданном давлении рабочей жидкости гидропривода.

Рассматривая приводной цилиндр как гидравлический мультипликатор давления, можно записать

 

( d_y - d _тр )² × P _{к min} = ( D – d _п.ш. )² × Р_г

где D - рабочий диаметр приводного цилиндра;

d _п.ш. - наруж­ный диаметр полого штока;

d_y - наружный диаметр уплотни­тельного элемента;

d _тр - наружный диаметр гибкой трубы;

Р_{к min} - минимальное значение контактного давления;

P _г - ра­бочее давление в гидроприводе агрегата.

 

Из этой формулы при заданных значениях давлений и размеров уплотнительного элемента могут быть определены размеры гидроцилиндра.

Пример. Определим размеры приводного цилиндра для уплотнительного элемента 150x150 мм для гибкой трубы с наружным диаметром 33 мм, при максимальном давлении в полости скважины 20 МПа и давлении в гидроприводе агре­гата 10 МПа.

Из конструктивных соображений с учетом значения диа­метра гибкой трубы выберем наружный диаметр полого што­ка. В данном случае примем d _п.ш. = 80 мм. При d_y = 150 мм, d _тр = 33 мм, Р_к = 20, Р_г = 10

 

мм.

 

Полученный результат округляют в большую сторону до ближайшего (250 мм) нормализованного значения диаметров цилиндров, применяемых в гидроприводе.

Далее на основе зависимости (1.3) определяют фактическое значение давле­ния рабочей жидкости в гидроприводе, которое обеспечит заданные показатели. Естественно, оно будет меньше задан­ного значения Р_г.

Расчет на прочность. Расчет корпуса уплотнительного эле­мента на прочность выполняют по методике оценки прочно­сти цилиндров. При известном внутреннем диаметре цилинд­ра толщину его стенки d определяют по формуле [14]

 

 

где [ s] - допускаемое напряжение материала корпуса.

Расчет на прочность крепления затвора к корпусу выпол­няют согласно методам расчета резьб, принятых в машино­строении. При этом крепление затвора должно выдерживать осевую нагрузку, создаваемую приводным гидроцилиндром при подаче в его полость А рабочей жидкости гидропривода под максимальным рабочим давлением.

 

НАСОСНАЯ УСТАНОВКА

 

Насосная установка (рис. 3.4) состоит из группы аксиаль­но-поршневых насосов НА1 - НА5, приводимых в действие посредством раздаточного редуктора. Ведущий вал последне­го соединен карданным валом с коробкой отбора мощности автомобильного шасси, на котором смонтирован агрегат. На­сос Я расположен на силовом агрегате автомобильного шас­си. В рабочем положении агрегата насосы НА1 - НА5 пере­качивают жидкость из бака Б1 и направляют ее либо к соот­ветствующим исполнительным органам, либо обратно в бак (т.е. работают вхолостую).

Назначение указанных насосов следующее:

• НА1 используют для питания исполнительных органов монтажного оборудования при свертывании или развертыва­нии агрегата и привода лебедки при проведении подземного ремонта;

• НА2 применяют для обеспечения работы транспортера на малой скорости и питания исполнительных органов уп­равления транспортером и уплотнителем;

• НАЗ используют для осуществления работы транспорте­ра на большой скорости;

• НА4 и НА5 служат для привода винтовых насосов, пе­рекачивающих технологическую жидкость;

H нужен для привода вентилятора принудительного охлаждения бака.

 

 

 

Рисунок 3.4 – Гидравлическая схема насосной установки

 

Напорные линии насосов через напорные фильтры Ф1 -Ф9 соединены с предохранительными клапанами КП1 - КП6. Каждый фильтр снабжен предохранительным клапаном, от­крывающимся при засорении фильтрующего элемента выше допустимого уровня.

Для принудительного охлаждения бака Б1 служит венти­лятор, приводимый в действие гидромотором М1, управление которым осуществляется распределителем РВ с электропри­водом. Первичный прибор - датчик термометра установлен во всасывающем коллекторе силовых насосов и фиксирует температуру рабочей жидкости гидропривода, поступающей на их прием. Вторичный прибор для измерения температуры расположен в кабине управления агрегатом. Включение (вы­ключение) привода вентилятора осуществляется из кабины оператора, в зависимости от показаний термометра и погод­ных условий. Для отключения этой системы от бака при про­ведении ремонта служит вентиль В H З.

 

ГИДРОПРИВОД ЛЕБЕДКИ

 

Лебедка обеспечивает наматывание и разматывание гибкой трубы в процессе выполнения спускоподъемных операций. Для привода барабана лебедки (рис. 3.6) используется гидро­мотор М2, который через планетарный редуктор вращает вал барабана. Для принудительного перемещения укладчика тру­бы применяется гидромотор МЗ, а выключение муфты сцепления механизма, синхронизирующего вращение барабана и механизма укладки, осуществляется цилиндром Ц22. Оба гидромотора М2 и МЗ имеют реверсивное исполнение.

Частота вращения барабана лебедки изменяется с помо­щью настройки регулятора расхода РП1. Для " подтормаживания" барабана при сматывании с него гибкой трубы (с целью обеспечения постоянного натяжения трубы, намотанной на барабан) служит предохранительный клапан КП7. Он вклю­чен последовательно с дросселем ДР9 (с установленным па­раллельно ему обратным клапаном) и распределителем Р15. Вращение барабана в направлении наматывания трубы обес­печивается распределителем РЗ. При этом на правую управ­ляющую обмотку последнего подается напряжение.

При работе в режиме разматывания трубы включается распределитель Р15 (напряжение подается на его нижнюю обмотку). Его вал при приложении крутящего момента в ре­зультате натяжения разматываемой трубы начинает вращать­ся только тогда, когда давление достигает величины, на кото­рую отрегулирован предохранительный клапан КП7.

Для исключения самопроизвольного вращения вала бара­бана служит гидравлический замок ЗМ5. В противном случае труба, намотанная на барабан, из-за наличия упругих дефор­маций стремится самопроизвольно размотаться, что приводит к смещению регулярной укладки витков и повреждению тру­бы при наматывании и разматывании.

Для принудительного перемещения трубоукладчика и из­менения направления его перемещения предназначен распре­делитель Р4 с электромагнитным управлением. Дроссели ДР10 и ДР11 служат для регулирования скорости перемеще­ния трубоукладчика, а клапан ЧК, соединенный с цилиндром Ц22, обеспечивает отключение муфты сцепления.

Питание исполнительных органов гидропривода лебедки осуществляется насосом НА2.

 

Рисунок 3.6 - Гидропривод лебедки

 

ГИДРОПРИВОД ТРАНСПОРТЕРА

 

Транспортер предназначен для перемещения гибкой трубы при ее спуске или подъеме из скважины. Привод цепей транспортера (рис. 3.7) обеспечивается двумя реверсивными гидромоторами М4 и М5, для идентичного вращения которых имеется синхронизирующая шестеренчатая передача.

Для предотвращения самопроизвольного перемещения це­пей транспортера вниз служит тормозной клапан КТ. Вклю­чение и изменение направления вращения гидромоторов осуществляется двумя параллельно включенными распреде­лителями Р6 и Р7 с электрогидравлическим управлением, ко­торое принято для повышения надежности их работы в усло­виях низких температур окружающего воздуха.

Для соединения шлангов гидросистемы транспортера с трубопроводами гидросистемы агрегата использованы гид­равлические разъемы РГ2, РГЗ, РГ10, РГ11.

Питание исполнительных органов гидропривода транспор­тера осуществляется насосами НА3 и НА4 через систему ре­гулирования скорости транспортера.

 

 

 

Рисунок 3.7 - Гидропривод транспортера

 

ТРАНСПОРТЕРА

 

Для регулирования натяжения цепей (рис. 3.10) служат гидроцилиндры Ц8 - Ц11, включенные параллельно и обеспе­чивающие перемещение валов нижних звездочек транспортера.

 

ГИДРОПРИВОД ГЕРМЕТИЗАТОРА

 

Для обеспечения герметичности внутренней полости ко­лонны НКТ предназначен уплотнительный элемент, поджим которого обеспечивается гидроцилиндром Ц7. Он имеет по­лый сквозной шток (рис. 3.11).

 

Рис. 3.10. Гидропривод механиз-             Рис. 3.11. Гидропривод герметиза-              ма натяжения цепей транспортера      тора

 

 

В результате

 

u = [ R × ( Q _ф /2) × p × K _ом × 1000]/30 i × q _к.

Скорость перемещения трубы при номинальной частоте вращения вала приводного двигателя

 

u = [0, 114 × (159, 6/2) × 3, 14 × 0, 95 × 1000]/30 × 24 × 112 = 0, 336 м/с.

При работе приводного двигателя с максимальной час­тотой вращения n _ф = 1800 об/мин, подача насосов Q _ф = 191 л/мин и соответственно скорость перемещения трубы u = 0, 4 м/с.

 

Нормальная

N ( j ) = 0, 5 × P × sin j;

Поперечная

Q ( j ) = 0, 5 × P × cos j;

Изгибающий момент

 

М( j ) = P × R _тр.н × (0, 3183 - 0, 5 × sin j ).                 (3.2)

 

Приложение двух пар сосредоточенных сил. Этот случай соответствует соотношению R _тр.н > R _п. Здесь также в качестве координаты рассматриваемого сечения принят угол j.

 

Нормальная сила:

интервал 0 £ j £ a

 

N( j ) = -(P/2) × [0, 3183 × cos j × (sin² b - sin² a )];

 

интервал a £ j £ b

 

N( j ) = -(P/2) × [0, 3183 × со s j × (sin² b - sin² a ) + sin j ];

 

интервал b £ j £ p

 

N ( j ) = -(Р/2) × [0, 3183 × со s j × ( sin ² b - sin ² a )].

 

Поперечная сила:

 

интервал 0 £ j £ a

 

Q ( j ) = (-Р/2) × [0, 31838 sin j × ( sin ² a - sin ² b )];

интервал a £ j £ b

Q( j ) = (-P/2) × [0, 3183 × sin j × (sin² a - sin² b ) + со s j ];

 

интервал b £ j £ p

 

Q( j ) = (-P/2) × [0, 3183 × sin j × (sin² a - sin² b )].

 

Изгибающий момент:

интервал 0 £ j £ a

 

М( j ) = ( PR _{т p .н}./2)[0, 3183( b × sin b + cos b - a × sin a - cos a -

- sin² a × со s j + sin² b × со s j ) - sin b + sin a ];                                      (3.3)

 

интервал a £ j £ b

 

M( j ) = (PR _{т p.н} /2) × [0, 3183( b × sin b + cos b - a × sin a - cos a -

- sin² a × со s j + sin² b × со s j ) - sin b + sin j ];                                  (3.4)

 

интервал b £ j £ p

 

М ( j ) = (PR _{тр . н} /2) × [0, 3183( b × sin b + cos b - a × sin a - cos a -

- sin a × со s j + sin² b × со s j )].                                                       (3.5)

 

В рассматриваемом случае нагружения трубы предполага­ют, что каждая из действующих сил равна половине усилия, приложенного к плашке.

Приложение распределенной нагрузки. Этот случай соот­ветствует соотношению R _тр.н = R _п (см. рис. 3.15, б). Значение j характеризует текущую угловую координату продольного сечения, в которой определяется изгибающий момент, а a - половину угла охвата трубы плашкой. Силовые факторы в поперечных сечениях определяются следующим образом.

Нормальная сила:

интервал 0 £ j £ a

 

N ( j ) = - q × R _{т p .н} × sin ² j,

 

интервал a £ j £ p - a

 

N ( j ) = - q × R _тр.н. × sin a × sin j.

Поперечная сила:

интервал 0 £ j £ a

Q ( j ) = q × R _тр.н × sin j × соs j;

 

интервал a £ j £ p - a

 

Q ( j ) = q × R _тр.н. × sin a × cos j.

 

Изгибающий момент:

интервал 0 £ j £ a

М( j ) = q × R ² _тр.н. {(1/ p ) × [(0, 5 a + a × sin ² a + 1, 5 × sin a × cos a )] -

- 0, 5 sin ² a - 0, 5 sin ² j };                                                             (3.6)

 

интервал a £ j £ p - a

 

М( j ) = q × R ² _тр.н. {(1/ p ) × [(0, 5 a + a × sin ² a ) + 1, 5 × sin a × cos a ] -

- 0, 5 sin ² a - sin a × sin j + 0, 5 sin ² a };                                            (3.7)

 

Для определения экстремальных значений изгибающих моментов в безразмерной форме были построены эпюры, ха­рактеризующие зависимости M ( j ) для различных условий приложения нагрузки. Для обеспечения возможности сопос­тавления получаемых величин по формулам (3.2) - (3.7) при распределенной нагрузке коэффициент выражен через вели­чину силы Р, приложенной к плашке, и ее ширину L _п = 2 × R × sin a. Тогда

 

q × R _тр.н. = R ² _тр.н. × Р/ L = R ² _тр.н. × Р/2 × R _тр.н. × sin a = P × R _тр.н. /2 × sin a

 

Отсюда величины безразмерных изгибающих моментов M ₁ ( j ) могут быть представлены следующим образом:

 

Координата сечения трубы

j, в которой действует мак-

симальный момент, градус.... 0          0                               0 и 90

 

 

 

1 - сосредоточенная сила; угол охвата трубы плашкой a, градус: 2 - 20, 3 - 40, 4 - 60, 5 - 80;

j - текущая координата

 

Рис. 3.16. Эпюра изгибающих моментов M ( j ) в поперечном сечении гибкой трубы, взаимодействующей с плашками при R _тр.н < R _п

 

1 - сосредоточенная сила; угловая координата точек приложения сил a, градус: 2 - 20, 3 - 30, 4 - 40, 5 - 60, 6 - 80;

j - текущая координата

 

Рис. 3.17. Эпюра изгибающих моментов М( j ) в поперечном сечения гибкой трубы, взаимодействующей с плашками при R _тр.н > R _п

Из приведенных данных следует, что наиболее предпочти­тельным случаем при взаимодействии трубы и плашек явля­ется приложение распределенной нагрузки. Вместе с тем, при действии двух сосредоточенных сил деформация поперечного сечения трубы приводит к увеличению площади контакта и в итоге к передаче усилия по всей площади плашки. Картина деформации поперечного сечения при приложении двух пар сосредоточенных сил является более сложной. При угле а 40 * 50° они могут вызвать сплющивание трубы. Но по­скольку подобные значения углов в плашках не предусмот­рены, данный вопрос как представляющий сугубо теоретиче­ский интерес рассмотрен не будет.

Исходя из полученных зависимостей (3.2) - (3.7), может быть вычислен изгибающий момент и определены макси­мальные напряжения, возникающие при обжатии трубы плаш­ками.

Рассмотрим пример расчета напряжений в предположении, что отсутствует давление технологической жидкости во внут­ренней полости трубы и на нее нет осевой нагрузки.

Под действием изгибающего момента в продольном сече­нии гибкой трубы возникают нормальные напряжения, мак­симальное значение которых определяется следующим обра­зом:

 

s _x = M_{x 1} / W_{x 1},

 

где М_х1 = К_нагр.Р₁ R - максимальное значение изгибающего мо­мента, действующего в поперечном сечении, в расчете на единицу длины трубы (значения максимальных моментов и соответствующих коэффициентов нагружения K _нагр. приведены выше);

W_{x 1} = b _тр × d ² _тр / 6 - момент сопротивления изгибу попе­речного сечения трубы, имеющей длину, равную единице (где d_тр - толщина ).стенки трубы; b _тр - ширина ее поперечного сечения, в рассматриваемом случае b =1).

Моменты сопротивления изгибу для труб различной тол­щины имеют следующие значения:

Толщина стенки тру­бы d _тр, мм            2      2, 5 3   3, 5 4   5

Момент сопротивле­ния изгибу, мм³         0, 667 1, 667 1, 500 2, 040 2, 667 4, 167

 

Максимальное усилие, приложенное к единице длины тру­бы, ограничено и определяется максимально допустимыми нормальными напряжениями, возникающими при изгибе за пределом упругости при образовании пластического шарнира. При расчете деталей транспортера и режимов его работы максимальное сжимающее усилие может быть установлено из условия равенства этих напряжений пределу текучести:

 

s _х = s _т = M_{x 1} / W_{x 1} = K _нагр. × P ₁ R / W _х1.

 

Отсюда величина сжимающей силы Р₁, особенности при­ложения которой к трубе характеризует коэффициент К_нагр, может быть найдена из выражения

 

Р₁ = W _х1 × s _т / К_нагр. × R

 

Значения максимальной нагрузки для наиболее распро­страненных размеров труб приведены ниже:

Параметры трубы, мм:

наружный диаметр d _тр.н    25     25 33 33  44    44

толщина стенки d _тр            2       2  3   3  3, 5     3, 5

Предел текучести s _т, МПа 480  700 480 700 480    700

Максимальная сжимающая

сила Р₁, Н/мм:

сосредоточенная                87, 5 127, 5 151 220, 2 153, 9 224, 4

распределенная                  222, 7 324 383, 4 559, 2 390 570

 

Примечание. Предел текучести 480 МПа соответствует малоуглероди­стым сталям, а 700 МПа - низколегированным.

Приведенные значения максимальной сжимающей силы Р₁ служат исходными данными при определении максимального тягового усилия инжектора.

 

Рисунок 3.18 - Расчетная схема приложения нагрузки

 

Для площадки с координатой j можно записать

 

q_n ( j )= q / cos j

 

Сила трения, создаваемая на этой площадке,

 

dF _тр = ( q / cos j ) × k × dl

 

Сила трения, возникающая на поверхности трубы единич­ной длины, соответствующая углу a охвата ее плашкой,

 

F _тр =

 

Так как dl = R_тр.н× d j, то при подстановке получаем

 

F _{т p} =

 

Для одной плашки высотой h это выражение будет иметь следующий вид:

 

F _{т p1} =

 

В результате преобразований получим

 

 

После подстановки значений угла получим выражение для силы трения, создаваемой плашкой на контактной поверхно­сти при изменении угла j от нуля до максимума,

 

 

где j _max - половина угла охвата трубы плашкой.

 

Так как угол охвата трубы плашкой составляет 2 j _max, то выражение будет иметь вид

 

.

 

В практических расчетах удобнее вычислять силу трения, обеспечиваемую парой плашек, прижатых к трубе с двух противоположных сторон. В результате значение силы трения должно быть удвоено:

 

                (3.8)

 

Величина распределенной нагрузки q может быть опреде­лена как

 

q = P/h × b = Р /R _{тр . н} × h × 2 × sin j _max

 

После подстановки в (3.8) получим

 

 

Таким образом, криволинейный профиль плашки в фор­муле для определения силы трения может быть учтен с по­мощью коэффициента

 

 

а окончательная формула примет традиционный вид:

 

 

Для упрощения расчетов можно пользоваться величиной коэффициента h _ф зависящей только от угла охвата трубы плашкой j _max:

Угол захвата трубы плашкой j _max,

градус.....................................        20   30    40 50

Коэффициент h _ф................................ 1, 042 1, 099 1, 187 1, 320

Угол захвата трубы плашкой j _max,

градус.....................................        60   70    80 85

Коэффициент h _{ф......................................................} 1, 521 1, 847 2, 474 3, 143

 

Максимальное тяговое усилие Q_max, создаваемое транспор­тером при перемещении трубы, определяется суммой сил трения, создаваемых плашками, находящимися в контакте с поверхностью трубы, т.е.

 

 

где n - число пар плашек.

 

Если усилие прижима плашек к трубе одинаковое, то мак­симальное тяговое усилие может быть рассчитано по формуле

 

 

Величина максимального усилия, прилагаемого к плашке, Р _{m ах} может быть определена исходя из условия прочности трубы, сжатой плашками.

При проектировании устройств для перемещения трубы приходится решать обратную задачу - определять необходи­мое число пар плашек, которые могут обеспечить заданное тяговое усилие.

Алгоритм решения этой задачи следующий:

• исходя из геометрических размеров поперечного сечения трубы и прочностных свойств материала, из которого она из­готовлена, определяют максимально допустимое усилие [Р _{m ах}], которое может быть приложено к плашкам;

• по заданной величине тягового усилия транспортера Q_max с учетом коэффициента трения k и предполагаемого угла ох­вата плашками трубы устанавливают необходимое число пар плашек, которые должны быть прижаты к трубе одновременно.

Решение задачи усложнено тем, что транспортер будут ис­пользовать с колоннами гибких труб, изготовленных из мате­риалов с различными прочностными характеристиками, по­этому его конструкция должна обеспечивать создание номи­нального тягового усилия для различных колонн.

Для удовлетворения этого условия число плашек следует определять, исходя из условий работы с трубой, имеющей минимальные прочностные характеристики, а размеры гид­равлических цилиндров и давления в них, - исходя из мак­симальных значений этих характеристик:

 

 

Рассмотрим решение этой задачи для конкретного случая.

Пример. Определим число пар плашек, необходимых для обеспечения тягового усилия 60 кН при диаметре трубы 25 мм.

Минимальные прочностные характеристики взяты для труб, изготавливаемых из стали 20 (ГОСТ 1050 - 60), s _т = 250 МПа. Момент сопротивления изгибу пластический при толщине стенки d_тр = 2 мм, W_{x 1} = 0, 667. Картина приложения нагрузки характеризуется К_нагр = 0, 125. Радиус нейтрального слоя R = 11, 5 мм.

 

P ₁ = W_{x 1} × s _т / K _нагр × R _тр.н. = (0, 667 × 250)/(0, 125 × 11, 5) = 116 МПа.

 

При высоте плашки h = 40 мм общее усилие будет

 

P_{max s min} = P₁ × h = 116 × 40 = 4640 H.

 

Угол охвата трубы плашки исходя из конструктивных со­ображений может быть обеспечен равным 80°, что соответст­вует значению коэффициента h _ф = 2, 474. Приняв коэффици­ент трения k = 0, 2, определим минимальное число пар пла­шек

 

.

 

Полученное значение следует округлить до целого числа в сторону увеличения, т.е. п = 14.

Если проектируемый транспортер предполагают применять при работе с трубами большего диаметра, например, 33 мм, то максимальное усилие прижима, развиваемое механизмами, нужно определять из условия прочности трубы большего диаметра. Для данных труб Р₁ = 559, 2 МПа. При той же вы­соте плашки

 

P_max = P ₁ × h = 559.2 × 40 = 22370 H.

 

12345678910Следующая ⇒

Поделиться: