L ỜI NÓI ĐẦU
4.2.1Tính đường kính xilanh
+/ Lực mà xi lanh phải tạo để tác dụng lên các chấu khi đóng mở đối áp phải thắng lực tác dụng lên piston do áp suất làm việc tạo ra. Lực mà xi lanh phải tạo được tính theo công thức:
P = pg. .
Trong đó: pg – áp suất trong giếng khoan, kG/cm2 d - đường kính cần piston, mm
+/ Diện tích của piston khi kể đến sự cần thiết để đóng đối áp
A =
+/ Lực ma sát giữa đệm làm kín giữa vành cao su lắp trên cần piston và xi lanh được tính theo công thức:
Fms = .pr.d.h0.f Trong đó:
d - đường kính bề mặt tiếp xúc (mm)
h0 – diện tích bề mặt tiếp xúc của vành làm kín với bề mặt tiếp xúc (mm)
f – hệ số ma sát, trong trường hợp này là hệ số ma sát giữa cao su và thép (f = 0,01 0,07)
+/ Lực tổng cộng mà xilanh cần phải tạo ra: F = P + Fms
+/ Đường kính bên trong xilanh được xác định theo công thức
D =2.
+/ Đường kính ngoài của xi lanh xác định trên cơ sởđiều kiện bền theo phương pháp Lamme
Dn = D. [ ] , [ ] ,
Trong đó: D – đường kính bên trong xi lanh (mm) P – Áp suất làm việc của đối áp (kG/cm2) [ ] - ứng suất kéo cho phép của vật liệu xi lanh
(Thép CT45 [ ] = 50 70 MPa; thép hợp kim [ ] = 100 MPa)
= .( )
( ) [ ]
Trong đó: Pmax – áp suất thử rò đối với xi lanh đối áp ngàm (kG/cm2) +/ Tính bền của xilanh được tính toán kiểm toán theo công thức
= . . Trong đó:
R - ứng suất cho phép của vật liệu (R = 0,4. , là sứng suất bền) (kG/cm2)
s – chiều dày của thành xi lanh (mm) D – đường kính trong của xi lanh (mm)
+/ Ứng dụng các công thức trên ta sẽ tính toán và xác định đường kính xi lanh của đối áp ngàm lắp đặt tại giếng THC – 08
Dự báo: áp suất giếng là 110,4 kG/cm2. Nhiệt độ đáy giếng khoan khoảng 700C. Áp suất lớn nhất trong xi lanh là 3000 psi. Đường kính cần piston là 50 mm.
Ta có: 3000 psi = 210 kG/cm2
Lực tổng cộng mà xi lanh cần phải tạo ra để là F = P + Fms
P – áp lực mà xi lanh cần phải tạo ra
P = pc. . = 110,4. , . = 2166,6 kG/cm2
Fms – lực ma sát giữa đệm làm kín giữa đệm cao su lắp trên cần piston và xi lanh
Fms = .pr.n.d.h0.f (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
Trong đó: pr = 210 kG/cm2 – áp lực vành làm kín phải chịu được n = 4 – số lượng vành làm kín d = 5 cm – đường kính cần piston h0 = .d.a = 3,14.5.0,3 = 4,71 cm2 (a là bề rộng vành lám kín) – diện tích tiếp xúc của vành làm kín và bề mặt tiếp xúc f = 0,07 – hệ số ma sát Thay số vào ta có: Fms = 3,14.210.4.5.4,71.0,07 = 4348,0836 kG Lực tổng cộng mà xi lanh cần phải tạo ra F = 2166,6 + 4348,0836 = 6514,6836 kG Đường kính của bên trong xi lanh thủy lực
D = = . ,
, 6,286 cm
Lấy hệ số an toàn bằng 3, đường kính thực tế của xi lanh là 3.6,286 18,86 cm 7,43 inch
Kết quả tính toán này hợp lý với tính toán của nhà sản xuất là 7 inch. Đường kính bên ngoài của xi lanh
Dn = D. [ ] , [ ] ,
Trong đó: [ ] = 100 MPa = 100000000 Pa = 1020 kG/cm2 P = 3000 Psi = 210 kG/cm2
D = 7 inch = 19,05 cm Dn = 19,05. , . , . 23,52 (cm) Ta có: = .( ) ( ) = .( , , ) ( , , ) 1016,02 kG/cm2 < [ ]
Kết luận:xi lanh có độ bền thỏa mãn theo yêu cầu