高压单管封隔器设计说明书(编辑修改稿)

高压单管封隔器设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

胶筒）。 （ 4） 结构参数 根据《采油技术手册》 p640 表 841，以及封隔器的最大外径参数为∮115mm，选择封隔器型号：玉 757。 其 长胶筒和短胶筒的技术规范如下表 7 ： 表 66 胶筒的技术规范 Ｌ l D d 长胶筒 95 65 115 74 高压单管封隔器设计 13 短胶筒 80 50 115 74 根据结构特征和压差求坐封 力 大量使用封隔器的经验表明，坐封载荷的大小取决于胶筒的结构，所承受的工作压差以及其他因数。 （ 1）计算封隔器胶筒的轴向相对变形 1  1222 oozooR R RRR  （ 61） 式中 oR 套管内径， oR =； 1R 胶筒外径， 1R =； oR 胶筒内径， oR =37mm。 可得 z = （ 2）胶筒的轴向压缩距离 h h=z H （ 62） 式中： z = H为三胶筒的总长度， H=270mm 由上可得，胶筒的轴向压缩距离 h= （ 3） 保证密封元件密封所需的总压缩力为 1 F=Fe+F△ p （ 63） 式中 Fe将密封元件压贴在接触套管所需的压缩力 ； F△ p在压差△ p 的作用下，为达到密封所要求的压缩力。 1） 求解将密封元件压贴在接触套管所需的压缩力 Fe  11 o oER RR   Fe=2 （ 64） 式中 E胶筒弹性模数， 由《机械设计手册》 10 上册第一分册 P4 表 17得： E= oR 套管内径， oR =； 1R 胶筒外径， 1R =。  泊松比，参见《压缩式缩径井封隔器胶筒的结构优化研究》 ， 取： = 根据计算 可得 ： Fe = 2） 求解在压差△ p的作用下，为达到密封所要求的压缩力 F△ p    2 2 2 2141P o o oozP R R R RFfR h= （ 65） 14 式中 oR 套管内径， oR =； 1R 胶筒外径， 1R =； oR 胶筒内径， oR =37mm； P 工作压差， P =50MPa； f 胶筒与套管内壁的摩擦系数， 参见《封隔器理论基础与应用》1 P41 取： f =； h 工作 胶筒的长度， h =80mm。 根据计算可得： PF = 由此可得出保证密封元件密封所需的总压缩力为 ： F= 计算胶筒与 套 管间的接触应力 胶筒能够承受压力的多少取决于接触应力 rPw ,工作胶筒一般处于稳定 变形阶段，其接触应力 rPw 的计算公式由《压缩式封隔器胶筒耐温耐压浅析》 27 式（ 12）可得：  r 12 2 2 22P 1 ( ) ( 1 ) ( )wz OOO O O OE R R RTP R R R R          （ 66） 式中 T = F=  泊松比，参见《压缩式缩径井封隔器胶筒的结构优化研究 》取： = E胶筒弹性模数，由《机械设计手册》上册第一分册 P4 表 17 得：E= zP 胶筒承受压差时高压端压力： zP =50MPa oR 、 oR 、 1R 取值同前 由此可得 ： rPw = 查《机械设计手册》上册第一分册 P600 可得，橡胶的 扯断强度为，由此可看出 ： rPw 所以胶筒能在井下正常工作。 确定 胶筒与套管内壁的 最大许用间隙 由《封隔器理论基础与应用》式 258 可得：    m a x 112()2 (1 0 0 )o ORuR R  （ 67） 式中  为弹性体许用相对轴向变形，取  =300 由此可得 maxou =，而本设计中的 ou = oR 1R = maxou ,选 取胶筒尺寸合高压单管封隔器设计 15 理。 确定中心管截面尺寸 （ 1）中心管材料的选择 根据《机械设计手册》上册第一分册 P479，选择中心管的材料为 35CrMo，并 可知该材料的屈服强度为。 （ 2） 安全 系数的选择 根据《 机械设计 》 18 教科书Ｐ 366，对用于材料均匀，载荷与应力计算精确时 S=～ ，由于封隔器的工作条件较恶劣，因此选取 S=。 （ 3）中心管的外径选择 由于在与封隔器胶筒重合的部分间有衬套， 胶筒内径为 74mm，则取中心管的外径为 68mm，即 bR。 （ 4）中心管内径的选择 根据中心管所受的轴向力和材料的屈服强度进行选择。  22SbaF （R R ） （ 68） 式中 aR中心管内半径 bR 中心管外半径 ， bR =34mm  S 极限应力 则  S 的取值 由公式   SS S  确定，由前述取 S = MPa， S=。 可得 ：  S = MPa，从而可得中心管的内径 aR ≤ 由于考虑到 中心管在工作中还存在其 他的因数力的影响，比如液体压力等，所以中心管的内径尽量取小一点，再根据中心管上端与上接头的连接是标准油管螺纹连接，查标准只有 2″ 的螺纹连接符合，同时根据封隔器的最小内径选择范围，选取中心管内径为 50mm，即 aR =25mm，这样中心管管壁厚为 9mm，对于其结构强度来讲应该是比较符合要求的。 所以取 aR =25mm。 液缸的缸壁厚度设计计算 （ 1）液缸材料的选取 根据《机械设计手册》上册第一分册 P479，选择液缸的材料为 35CrMo，并可知该材料的屈服强度为。 （ 2）液缸井下受力分析 根据液缸在井下的受力情况，液缸主要承受轴向 压力 ，以及液压对缸壁的剪切力，一般情况下取轴向压应力等于轴向拉应力。 16 （ 3） 液缸的截面尺寸确定 根据公式    221 C SFRR  （ 69） 式 中 1R封隔器最大外径， 1R =； CR 液缸的内径；  S 为极限应力，取值同前，  S = MPa。 从而求得液缸的内径 CR ≤。 由于考虑液缸的其他工作条件因数，以及环境因数， CR 应在不浪费材料和不影响封隔器正常工作的条件下尽量取小值 ，因此选取 CR =53mm，这样液缸的壁厚为 ，同时是比较合理的。 因此 取 CR =53mm。 衬套的尺寸确定 （ 1）衬套的材料选取 根据《机械设计手册》上册第一分册 P479，选择衬套的材料为 35CrMo，并可知该材料的屈服强度为。 （ 2）衬套的受力分析 由于衬套在封隔器中只起定位作用，主要作用是为解封方式提供了一个轨道，因此基本上不受力，只是在与上接头 接触 处承受一部分力。 （ 3）衬套在 与胶筒接触 处 的 截面 厚度 1 由于胶筒内径和中心管外径都已确定，则衬套在与胶筒接触处的截面厚度也随即确定为 ObRR  式中 OR胶筒内径， OR =37mm（ 由于胶筒装入衬套中要撑大内径，所以取衬套外径为 38mm）； bR 中心管外径， bR =34mm。 所以截面厚度  =4mm。 （ 4） 衬套在转折处的截面厚度 2 此处的截面厚度根据胶筒所受的坐封力来确定，由于衬套在轴向上受到的坐封力 F=，此作用力在该截面上产生剪力，因此根据剪应力计算公式来确定转折处截面厚度。 根据《工程力学》 19 教科书 P149：     ~ 。  S 的 取 值 由 公 式   SS S  确 定 ， 由 前 述 取 S = MPa ， S=。 得S = MPa，取 系数为 ， 则  =。 高压单管封隔器设计 17 根据公式 FA，以及 22 eAR 式中 eR为危险截面处的半径，取 eR =38mm 则 2 ≥ ，根据其工作条件的复杂性，取 2 =10mm。 胶筒压 环的尺寸确定 （ 1）胶筒压环的 材料选取 根据《机械设计手册》上册第一分册 P479，选择衬套的材料为 35CrMo，并可知该材料的屈服强度为。 （ 2）压环的受力分析 压环主要受到来自轴向液缸施加的压力，因此压环承受压应力。 （ 3）确定压环的尺寸 由于压环是安装在衬套上，所以其内径 R=38mm，外径为封隔器的最大外径，取 R=。 （ 4） 确定 压环的截面 厚度尺寸 3 由（ 2）分析可知，压环承受压应力，在塑性材料中，拉应力 =压应力。 效核其强度，根据公式：    221 SoFRR   （ 610） 式中 1R胶筒外径， 1R =； oR 胶筒内径， oR =37mm； F 坐封力， F =；  S 为极限应力，取值同前，  S = MPa 因此可得  221 oFRR  =＜  S = MPa，结构合理，能在高压下正常工作。 截面厚度尺寸 3 =20mm。 隔环的结构设计 隔环的结构设计参见《采油技术手册》 7 P640，由于胶筒在工作密封时会有向两端溢出现象，作为三个胶筒的中间分隔件 隔环，此时为了防止对胶筒端部的损坏，应将隔环的圆周方向上设计成弧状，取隔环厚度为 10mm，则隔环的圆周方向设计为半径为 5mm 的半圆状，从而可延长密封件的寿命。 中心管上节流小孔的尺寸设计 （ 1）根据伯努利方程 221 1 2 2fP V P V gh    （ 611） 18 中心管节流小孔简图如下：由于 P1是来自 外部的上压， 相对而言，中心管长度 D1 孔口直径，则 断面 11 流速 1V 孔口处流速 2V ， 1V 可忽略不计。 不计管路损失，则有 （公式见《液压传动气压传动》 16 P40 （ 253）） ： 2 2/VV C P  （ 612） 其中 11 ( / )V a o oiC ld      根据该书 P35 取  均为 ， ol =9mm， 图 61 节流小孔简图 则 VC =。 由上可得 2V =则液缸要求的流量为： 22qV A， 由计算可得 2q = 310 m/s。 （ 2） 负载要求液缸内的压力为： /P F A （ 613） 其中 F=； A= 22(53 37 )  = 2mm 则 P=。 （ 3）地面提供压力的泵采用水力活塞泵，参见《采油技术手册》 7 P245 表245，选取类型为 SHB 43 43  ，其额定冲数时理论排量为 60（ 3m /日），以每天工作 8 小时计算，其泵的流量为 q =2 310 m/s （ 4）通过小孔的流量 为： Tq =q 2q =2 310 m/ 310 m/s= 310 m/s 通过小孔的流量由式（ 254）可得 ： 2/T g Oq C A P  （ 614） 所以小孔开口面积为 OA = 2mm ，由此可得出节流口的半径为。 防坐螺钉的尺。