Разработка конструкции плоскошиберной задвижки фонтанной арматуры для эксплуатации скважины

Для предотвращения заклинивания плашек в клиновой подвеске принимается условие - половина угла конуса должна быть больше угла трения. Зная значения коэффициентов нагружения (а₁, а₂, а₃), определяют коэффициент трения f.

Условие равновесия клиньев определяется выражением:

f=tg (б+ц), (2.11)

где ц= аrctg f (f - коэффициент трения, зависящий от удельного давления между корпусом подвески и наружной поверхностью клиньев).

Общую площадь (смІ) контакта плашек с корпусом подвески рассчитывают по формуле:

S=рD•h•к₂, (2.12)

где D - диаметр плашки; h-высота контактирующей части плашки; k₂ - коэффициент контакта от неточности изготовления.

Рабочая площадь контакта плашек с корпусом определяется выражением S_p= 0,85 S.

При известном весе обсадной колонны труб удельная нагрузка в сопрягаемых деталях (плашек с корпусом подвески) определяется известным отношением: р=Q_пр/S_p. При коэффициенте трения f=0,18 ц=arctg 0,18=10?.

Предельная нагрузка Q_пр зависит от группы прочность стали по пределу текучести (у_т) для различных марок сталей. Предельные нагрузки для обсадных колонн приведены в таблице 2.1

На прочность крестовик рассчитывают по цилиндрической его части:

р_исп=200sR/D_н?[р_исп], (2.13)

где [р_исп] допускаемое давление испытания, МПа; s_н - номинальная толщина стенки, мм; R - допустимое напряжение, МПа; D_н - наружный диаметр крестовины, мм.

Предельное давление, при котором корпус крестовика теряет прочность, определяется формулой:

р_пр=2,66у_т lg (D_н/D_вн), (2.14)

где у_т - предел текучести, МПа; D_вн - внутренний диаметр крестовины, мм.

Запас прочности на предельное давление составляет к= р_пр/р_опр.

Фланцы колонных головок рассчитывают на прочность по общепринятой формуле АзИНМАШа.

Q_пр=1,7kцу_тhІ, (2.15)

Таблица 2.1 - Предельные нагрузки

Длина клина, мм	Группа прочности материала труб	Предельная нагрузка (103 кН) для обсадных труб диаметром, мм
		168	219	299	377
140-150	Е Л М Р	2,00 2,40 2,75 3,48	2,10 2,50 2,86 3,64	2,50 2,97 3,42 4,35	3,00 3,50 4,00 -

где Q_пр-Q_шп n_з.ф; Q_шп - усилие на шпильки, создаваемое внутренним давлением,



Q_шп=р/4dІ_н.пp_опр, (2.16)

где d_н.п-наружный диаметр прокладки, мм; h - высота фланца, мм; р_опр - опрессовочное пробное давление, МПа; n_з.ф -коэффициент запаса прочности фланца; k-коэффициент, равный:

k=1+D₀/D_ш - (D₀-д) [D_н/D₀ D₀+д/D_ш+ дІ₁/hІ -1]; (2.17)

ц=1 - 2d₀/(D_н-D₀), (2.18)

где D_н - наружный диаметр фланца, мм; D_ш - диаметр окружности по центрам шпилек, мм; D_o - диаметр проходного отверстия фланца, мм; д - толщина шейки фланца, мм; д₁ - толщина шейки с учетом конусной части фланца, мм; d₀-диаметр отверстий под шпильки, мм.

Уплотнительные манжеты в подвесках должны обеспечить определенные натяг и раскрытие после их нагружения. Величину натяга устанавливают опытным путем. В зависимости от ширины манжеты в свободном состоянии h_м и угла раскрытия лепестков б/2 манжета должна иметь натяг е:

е=h_м - ((D_вн.п - D_н.об.тр) /(2-h'_м)), (2.19)

где h_м - ширина сечения манжеты в свободном состоянии, мм; h'_м - ширина сечения манжеты в нагруженном состоянии, мм; D_вн.п - внутренний диаметр подвески, мм; D_н.об.тр - наружный диаметр обсадной трубы, мм.

Практическим путем установлено, что е должно быть в пределах 0,5 -1,5 мм.

При сборке клиновой подвески устанавливают по четыре манжеты с каждой стороны и для установки комплекта манжет прилагают усилие от 400 до 3000 Н в зависимости от диаметра подвешиваемой обсадной колонны. После нагружения подвески и натяг манжет на определенную величину изменяют угол раскрытия лепестков манжет; при этом лепестки приподнимаются и деформируются.

Решение. Обсадная труба с наружным диаметром D_н=168 мм, толщина д=12 мм.

По формуле (2.7) определяют условие тонкостенности:

к=д/D_ср;

D_ср=D_н-д=168-12=156 мм.

к=12/156=0,076<0,2.

Определяем коэффициент равновесия:

в=⁴v3 (1-0,3)/v1•6,5=0,4.

где м=0,3 - коэффициент Пуассона; д-толщина стенки, равная 1,2 см; R=6,5 см - средний радиус стенки трубы.

Конструктивно длину плашки выбирают равной 140 мм. Учитывая, что 10-15% длины плашки в работе участвовать не будут из-за погрешностей изготовления, ее расчётная длина составит:

а=140·0,85=119=11,9 см;

в·а=0,4·11,9=4,76.

Из таблицы в·а=4,76 находят значение коэффициентов:

а¹₁=0,374; а¹₂=0,291; а¹₃=2,305.

По формулам (2.10) определяют коэффициенты:

а₁=1/0,4І·0,374=2,34;

а₂=1/0,4І·0,291=1,82;

а₃=1/0,4І·2,305=14,4.

Для определения удельного давления находим площадь контакта плашек с корпусом подвески.

Плашка соприкасается с корпусом подвески по двум коническим поверхностям.

Площадь контакта первой конической поверхности:

S'₁=рD₁h₁;

Площадь контакта второй конической поверхности:

S'₂=рD₂h₂,

где D₁ - средний диаметр первой конической поверхности; D₂ - средний диаметр второй конической поверхности; h₁ - длина контакта плашек с корпусом на первой конической поверхности; h₂ - длина контакта плашек с корпусом на второй конической поверхности.

Применительно к конкретной конструкции головки КГ-5-700 средние диаметры конических поверхностей и участки сопряжения составляют:

D₁=420 мм; D₂=405 мм; h'₁=61 мм; h'₂=50 мм.

Тогда длина контакта:

h₁=61/cos 25=67,5 мм;

h₂=50/cos 25=55,5 мм.

Таким образом:

S'₁=3,14· 6,75 · 42=890 cмІ;

S'₂=3,14 · 5,55 · 40,5=700 смІ.

Общая площадь контакта:

S'=S'₁+S'₂=890+700=1590 смІ.

Учитывая неточности при изготовлении сопрягаемых деталей, принимают площадь контакта на 15% больше.

Тогда расчётная площадь контакта плашек с корпусом подвески составляет:



S_p=S' · 0,85=1590 · 0,85=1350 cмІ.

Максимальный вес обсадных труб принят равным G= 300 тс.

Удельная нагрузка, действующая в соединении наружной поверхности плашек с внутренней поверхностью корпуса клиновой подвески, составит:

Р=G/S_p = 300000/1350=220 кгс/смІ.

Для удельной нагрузки коэффициент трения равен f=0,18.

Теперь определяем:

ц=аrctg f= arctg 0,18=10?.

Итак, предельная расчетная нагрузка для труб из стали марки «М» у_т=75 кгс/ммІ.

Q_м=2·3,14·6,5·1,2·7500/0,704·2,34+0,207·1,82/(1+0,076)·v0,076·tg (25+10)·14,4+1=219 т;

Таким образом, расчёт показывает, что на трубах диаметром 168 мм из стали марки «М» в клиновой подвеске данной конструкции можно подвесить всю колонну обсадных труб.

Расчёт крестовика ведется по частям. Прочность цилиндрической части проверяют по формуле (2.13). Для первого крестовика колонной головки КГ-5-700, S_н=55 мм, D_н=610 мм, R=0,6, у_т=0,6·55=33 кгс/ммІ.

[р_исп]=200 ·55 ·33/610=600 кгс/смІ.

Испытательное давление для первого крестовика равно 280 кгс/смІ, поэтому коэффициент запаса составит:



k=[р_исп]/р_опр=600/280=2,14.

Предельную величину давления, при котором корпус крестовика теряет прочность, определим по формуле (2.14), где D_н=610 мм; D_вн=500 мм:

р_пр=2,66 ·7500lg61,0/50,0 =1723 кгс/смІ.

Запас прочности по предельному давлению составит:

k_пр=р_пр/р_опр=1723/280=6,15.

Полученные расчётом коэффициенты запаса прочности по испытательному и предельному давлениям удовлетворяют условиям обеспечения необходимой прочности крестовика и учитывают возможности литейной технологии при его изготовлении.

2.3 Расчет усилий, действующих на фланцевое соединение

При фланцевом соединении деталей арматуры уплотнение осуществляется в основном металлическим кольцом овального или восьмиугольного сечения.

При расчёте фланца определяются усилия обжатия, рабочее усилие при повышении в арматуре давления, усилия от разности температур фланца и стягивающих шпилек при перекачке горячей среды и усилие от веса боковых отводящих труб, присоединенных к арматуре.

Для обеспечения герметичности стыка прокладка должна быть предварительно обжата для устранения неплотности прилегания под определенным давлением. Необходимое усилие обжатия:



Р_обж=рD_срb_эфq_обж. (2.20)

где D_cр - средний диаметр прокладки; b_эф - эффективная, т.е. суммарная ширина контакта прокладки (для прокладки овального и восьмиугольного сечений b_эф=b/4); q_обж - давление на прокладку для ее обжатия (для мягкой меди q_обж=160 МПа, мягкой стали -250МПа; стали типа 15Х5М=350 МПа; стали 12Х18 Н9Т-400 МПа).

Давление обжатия на прокладку должно быть меньше допускаемого:

q_обж ? [q].

Усилие, действующее при эксплуатации Р_эксп, учитывает действие давления Р_дав, разжимающее фланцы, остаточное усилие затяжки ДР_зат, которое должно быть достаточным для уплотнения соединения, влияние температуры горячей перекачиваемой среды Р_t, влияние веса отводящих манифольдов:

Р_эксп=Р_дав+ДР_зат+Р_t+3Р_м, (2.21)

где усилие от действия давления и остаточного усилия затяжки определяется по формуле:

Р_дав+ДР_зат= (рDІ_ср/4) ·(Р_р+рD_cp·b_эф·m·P_p), (2.22)

Здесь Р_р-давление в арматуре; m - прокладочный коэффициент, зависящий от упругих свойств материала прокладки (для резины m=2,7; для хромникелевой стали m=3,2).

В случае работы арматуры с паром или газом или смесью жидкости и газа в формулу подставляют 2m.

При перекачке горячей среды металл арматуры нагревается больше, а шпильки - меньше, так как у них лучше условия охлаждения.

Считая фланцы жесткими, а шпильки и прокладку упругими, определяют дополнительную нагрузку:

P_t= Дt·h_ш·б/(h_ш/(Е_шУf_ш)+h_p/(E_прУf_пр), (2.23)

где Дt - разность температур фланца и шпилек; ?С; h_ш - длина растягиваемой части шпилек; б - коэффициент теплового расширения материала шпилек для стали б=0,11?10^-4 ?С; h_p - рабочая высота прокладки; Е_ш, Е_пр - модули упругости материала шпильки и прокладки; f_пр - площадь поперечного (горизонтального) сечения прокладки.

Рабочая высота прокладки:

h_p=h_п - 0,22R, (2.24)

где R - радиус закругления прокладки. Усилие в шпильках от веса отводящих труб манифольда:

Р_м= М_изг /(D_ср+D_шп)/2, (2.25)

где М_изг - суммарный изгибающий момент от веса деталей манифольда; D_шп - диаметр окружности крепления шпильками.

За расчётное усилие Р_рас принимается большее из Р_обж и Р_эксп. Усилие на наиболее нагруженную шпильку определяется по формуле:

Р_ш= Р_рас/n, (2.26)

где Р_рас - большее усилие из Р_обж и Р_эксп; n - количество шпилек.

Напряжение в шпильке:

у = P_ш/f_ш ? у_т/з, (2.27)

где f_ш - площадь поперечного сечения шпильки по внутреннему диаметру резьбы; з - коэффициент запаса з=1,25-1,6.

Допускаемые момент затяжки шпильки ключом:

М_кл= (0,04-0,07) у_тdі, (2.28)

где d - наружный диаметр резьбы шпильки; у_т - предел текучести материала шпильки.

Расчетный момент затяжки шпильки:

М_кл.р=0,055уdі, (2.29)

Исходные данные:

Диаметр фланца 270 мм.

Условный диаметр прохода 50 мм.

Внутренний диаметр прокладки 85 мм.

Высота прокладки 12,4 мм.

Ширина прокладки 12,4 мм.

Диаметр окружности крепления шпильками 119 мм.

Рабочее давление 35 МПа.

Температура добываемой жидкости 100єС.

Количество шпилек 8

Рабочая высота шпильки 45 мм.

Высота профиля резьбы шпильки 1,5 мм.

Решение. Усилие обжатия фланца определим по формуле (2.20). Для прокладки из стали 12Х18Н9Т qобж=400 МПа

Средний диаметр прокладки:



D_ср=D_н-b=116,8-12,4=108,9 мм.

b_эф=b/4 =12,4/4=3,1 мм.

тогда Р_обж =3,14·108,9·3,1·10^-6·400·10⁶=424013 Н.

Для определения эксплуатационного усилия воспользуемся формулой (2.21), так как температура добываемой жидкости не превышает 100єС, а данные по весу отводящих труб манифольда отсутствуют. Используем лишь первые два члена формулы (2.21), т.е. определим усилие от рабочего давления и остаточного усилия затяжки (m=3,2):

P_эксп=P_дав+ДР_зат=(рD_ср/4)·Р_р+рD_ср·b_эф·m·P_p=(3,14·108,9І/4)·35·10⁶· ·10^-6+3,14·108,9·3,1·10^-6·3,2·35·10⁶=321656+118724=440380 H.

P_pac = P_эксп = 440380 Н.

Усилие на наиболее нагруженную шпильку определим в формуле (2.26):

Р_ш = 440380/8=55048 Н.

Диаметр шпильки определим из отношения (2.27) принят коэффициент запаса з=1,5:

f_ш= P_ш/у_т·з= 55048/360·10⁶·1,5= 463·10^-6 мІ.

Отсюда диаметр шпильки по впадине резьбы:

d'=v4fш/р= v463/0,785=24,3 мм.

Выберем диаметр шпильки:

d=d'+ 2h_p=24,3+2·1,5=27,3 мм.



Напряжение в шпильке:

у_ш= 550480/452·10^-6=245,8·10⁶ Н/мІ,

где площадь поперечного сечения шпильки по впадине резьбы:

f'_ш=0,785 (27-2·1,5)І=452 ммІ.

Допустимый момент затяжки шпильки (формула (2.28)):

М_кл=0,06·360·10⁶·27і·10^-9= 425 Н·м.

Расчётный момент затяжки (формула (2.29)):

Мкл р=0,055·243·106·27і·10-9=263 Н·м.

2.4 Гидравлический расчёт

В фонтанной арматуре основные потери энергии продукта происходят в штуцерах, устанавливаемых на рабочих струнах. В штуцерах происходит потеря напора от внезапных сжатия потока и расширения его:

h=h_сж+h_вн.р. (2.30)

Потеря напора на сжатие потока определяется по формуле:

h_сж = ж_вн.р· хІ_сж/2g. (2.31)

Потеря напора на внезапное расширение потока:

h_вн.р = ж_вн.р·хІ₂/2g, (2.32)

где ж_сж - коэффициент местного сопротивления при сжатии, отнесенный к скорости в сжатом сечении потока; ж_вн.р - коэффициент местного сопротивления при внезапном расширении, отнесенный к скорости в расширенном сечении потока; х_сж и х₂ - скорости потока в сжатом и расширенном сечениях.

Потери напора по длине трубопровода вычисляют по формуле:

Др =л· (l/d)·(хІ/2g)·с, (2.33)

где Др - потеря давления в м; l - длина трубопровода в м; d - диаметр трубопровода в м; х - скорость продукта в м/с; с - плотность продукта в г/смі; л - коэффициент гидравлического трения.

Потери напора рассчитываем по формулам (2.30) - (2.33). Насосно-компрессорные трубы с внутренним диаметром 100,3 мм подвешивают к переводному фланцу, на который устанавливают две задвижки диаметром 77,8 мм. Общая длина участка ствола из двух задвижек и половины крестовика l=1569 мм на рисунке 2.2. На этом участке возникают местные сопротивления в трех фланцевых соединениях, двух затворах задвижек и по длине участка. Основная потеря давления наблюдается в штуцере, где давление может быть снижено в 4-6 раз.

Рисунок 2.2. Схема гидравлических сопротивлений в арматуре

Исходные данные для расчёта. Определяют гидравлические потери в скважине, имеющей дебит 755 т/сут =8,7 л/с=8700 смі/с.

Затем рассчитывают скорости потока продукта в различных сечениях по формуле:



х = Q/щ,

где Q - расход в смі/с; щ - площадь сечения в смІ.

В сечении с диаметром 100,3 мм:

щ₁=рdІ/4=0,785·10,03І= 78,97 смІ,

х₁=8700/78,97 = 110,2 см/с = 1,1 м/с

В сечении с диаметром 77,8 мм:

щ₂=0,785·7,78І= 47,5 смІ,

х₂=8700/47,5 = 183 см/с.

В сечение с диаметром 52 мм:

щ₃=0,785·5,2І=21,1 смІ,

х₃=8700/21,1=4,12 м/с=412 см/с.

1. Потери напора при внезапном сужении сечения с диаметром 100,3 мм до диаметра 77,8 мм:

h ^1-2 _вн.суж =ж (х₂-х₁)І/2g,

где ж - коэффициент потерь, для данного случая определяемый по формуле:

ж=(1-щ2/щ1)І= (1 - 47,5/78,97)І = 0,2,

h^1-2_вн.суж =0,2·(1,83-1,1)І/2·9,8 =0,005 м.

Потери напора в стволе арматуры длиной 1569 мм диаметром 77,8 мм:

h_{l 2-3}=л·l/d·х2/2g,



где л - коэффициент гидравлического трения.

л=0,11· (к_э/d+68/Re)^1/4.

Число Рейнольдса для потока в трубе находят по формуле:

Re= х·d/н= 183·7,78/0,0092 =154754,

где н =0,0092 смІ/с - коэффициент кинематической вязкости жидкости.

Коэффициент эквивалентной абсолютной шероховатости k_э=0,2:

л =0,11 ·(0,2/7,78 +68/154754)^1/4=0,04,

h_{l 2-3} =0,04 ·1,569·1,83І/0,0778·2·9,9 = 0,14 м.

Потери напора во фланцевом соединении:

h_фл =nж_флхІ₂/2g,

где n - число фланцевых соединений; ж=0,15 - коэффициент сопротивления во фланцевом соединении.

h_фл=6·0,15·1,83І/2·9,8=0,15 м.

Потери напора в затворах задвижек:

h_з=zжхІ₂/2g,

где z=3 - число задвижек; ж=0,12 - коэффициент сопротивления в затворе задвижек:

h_з=3·0,12·1,83І/2·9,8=0,06 м.

Потери напора в колене на повороте:

h_кол=ж_кол·хІ₂/2g,



жкол - коэффициент сопротивления при плавном повороте шероховатой трубы в зависимости от отношения R/d определяется по таблице.

При R/d = 5,5/5,5=1; ж= 0,51; hкол=0,51·1,83І/2·9,8= 0,09 м.

Потери напора при внезапном сужении сечения диаметра с 77,8 до 52 мм

h_вн.суж= ж(х₃-х₂)І/2g =0,12·(4,12-1,83)І/2·9,8 =0,032 м,

ж=(щ₃/щ₂ -1)І= (21,1/47,5 -1)І=0,3 м.

Таким образом, общие потери:

?h=h_{вн.сужм1-2}+h_l2-3+h_фл+h_задв+h_кол+h_вн.суж=0,005+0,14+0,15+0,06+0,09+0,3=0,745 м.



3. Специальная часть

Используя фонд научно-технической библиотеке, а также патентный фонд, я выбрала 20 авторских свидетельств. Глубина поиска 10 лет. Наиболее близкие, по техническому решению, 4 авторских свидетельств.

3.1 Анализ авторских свидетельств

Авторское свидетельство №1634914

Изобретение относится к области трубопроводной арматуры и предназначено для использования в качестве запорного устройства в нефтедобывающей промышленности.

Шиберная задвижка содержит корпус 1, снабженный каналом 2, седла 3 и 4, установленные в корпусе 1. Шибер 5, установленный в корпусе 1, снабжен каналом 6. В верхней части шибера 5 выполнена расточка 7, в которой установлена резьбовая втулка 8. Входной и выходной витки втулки 8 снабжены грязесъемниками 9 и 10. На корпусе 1 установлена крышка 11. Между корпусом 1 и крышкой 11 установлена герметизирующая прокладка 12. Резьбовой конец невыдвижного шпинделя 13 установлен во втулке 8 и расположен в канале шибера 5. На шпинделе 13 выполнен буртик 14, который расположен с зазором В в гнезде крышки 11. Поверхности буртика 14 и гнезда крышки 11 выполнены конусными и притерты между собой.

Седла 3 и 4 установлены в расточках корпуса 1 и имеют по два уплотнительных кольца из эластомерного материала. Кольца 15 и 16 установлены между шибером 5 и седлами 3 и 4, соответственно. Кольца 17 и 18 установлены между корпусом 1 и седлами 3 и 4, соответственно. Наружный диаметр колец 17, 18 выполнен больше наружного диаметра колец 15, 16. В каналах седел 3 и 4 выполнены выточки. На внешних диаметрах седел 3 и 4 зафиксированы щитки 19 и 20, охватывающие заплечиками шибер по ширине. На центральных осях щитков 19 и 20, ниже седел расположены отверстия 21 и 22 малого диаметра, например 5 мм.

Цель изобретения является создание шиберной задвижки, позволяющей неоднократное восстановление работоспособности уплотнения шпинделя без остановки работы шиберной задвижки.

В крышке соосно горизонтальному отверстию разделителя выполнен канал, в котором посредством резьбы установлен клапан. Клапан выполнен в виде полого цилиндра. На внутренней поверхности этого цилиндра выполнена резьба. При помощи последней в цилиндре установлен плунжер. Канал заполнен пластической смазкой.

Рисунок 3.1 - Задвижка, продольный разрез

Формула изобретенная: Шиберная задвижка, содержащая корпус, установленные в нем седла, шибер, крышку, невыдвижной шпиндель, взаимодействующую с последним резьбовую втулку, пакет манжетного уплотнения шпинделя с натяжной гайкой, снабженная указателем хода, отличающаяся тем, что пакет манжетного уплотнения шпинделя снабжен дополнительными лепестковой манжетой, опорным, распорным и промежуточным кольцами, при этом лепестки дополнительной лепестковой манжеты направлены в сторону натяжной гайки и противоположно направлению лепестков трех других лепестковых манжет, при этом внутренний и наружный диаметры распорных колец снабжены выкружками, кроме того, в пакете манжетного уплотнения шпинделя установлен разделитель с центральным ступенчатым отверстием, расположенный между двумя парами лепестковых манжет, при этом в крышке соосно горизонтальному отверстию разделителя выполнен канал, в котором посредством резьбы установлен клапан, выполненный в виде полого цилиндра, внутренняя поверхность которого снабжена резьбой, при помощи последней в цилиндре установлен плунжер, при этом канал заполнен пластической смазкой.

Авторское свидетельство №1590791

Целью изобретения является улучшение условий эксплуатации шиберных задвижек с невыдвижным шпинделем путем введения элементов настройки и указания положения шибера.

компрессорный колонка фонтанный скважина

Рисунок 3.2. Запорное устройство общий вид

Задвижка состоит из корпуса 1, установленных в нем седел 2 с каналом 3, уплотняющего шибера 4 с каналом 5, управляемого шпинделем 6 закрепленного в подшипниковом узле 7 и смонтированного на нем маховика 8. Корпус 1 закрыт коробкой сальника 9, крышкой 10, на которой закреплен стопор 11, охватывающий резьбовую втулку 12 с буртом 13, взаимодействующим с регулируемым упором 14, установленным в указателе хода 15, имеющем фиксаторы 16 (выполненные, например, в виде ушек) (фиг. 3), помещенные в пазы 17 стопора 11, на наружной поверхности которого имеются метки «О» и «З», что означает «открыто» и «закрыто».

Шиберная задвижка предназначена для визуального определения положения шибера в любой момент времени.

Ф о р м у л а и з о б р е т.е. н и я: Шиберная задвижка, содержащая корпус, шибер, крышку, невыдвижной шпиндель с установленным за посадочным местом под маховик на резьбовой поверхности указателем хода с фиксатором, взаимодействующим с установленным на крышке стопором, отличающаяся тем, что она снабжена закрепленной на шпинделе и взаимодействующей с кольцевым указателем хода резьбовой втулкой, выполненной со стороны, обращенной к маховику, с буртом, и регулируемым упором, установленным параллельно шпинделю в указателе хода, при этом стопор выполнен в виде закрепленного своей горловиной на крышке стакана с нанесенной на него маркировкой крайних положений шибера и с пазами, в которые введен фиксатор указателя хода.

Авторское свидетельство №1681097

Изобретение использовано в нефтегазодобывающей промышленности. Цель изобретения - повышение долговечности задвижки за счет уменьшения контактных нагрузок на седлах.



Рисунок 3.3 Задвижка

Задвижка состоит из корпуса, в гнездах которого расположены седла и между которыми размещен шибер. Шибер и уплотнительные поверхности седла и наклонены к горизонтальной оси проходного канала и дополнительно повернуты к оси, перпендикулярной оси проходного канала. На входной стороне шибера на расстоянии, равном ходу задвижки от оси проходного отверстия, выполнена цилиндрическая выточка, дно которой перпендикулярно горизонтальной оси проходного канала корпуса задвижки. Для обеспечения вертикального перемещения шибер соединен со шпинделем, ходовой гайкой, которая упирается в корпус. На ходовую гайку надет маховик. Геометрическая форма проходного отверстия и цилиндрической выточки на шибере обеспечивает при открытом положении задвижки полнопроходное совмещение проходного отверстия с проходным каналом корпуса, при закрытом положении затвора ось цилиндрической выточки совмещается с осью проходного канала, при этом дно цилиндрической выточки будет строго перпендикулярно направлению потока среды (жидкости или газа).

Формула изобретения: Задвижка, содержащая корпус с входным и выходным патрубками, шибер с проходным отверстием, размещенный наклонно к горизонтальной оси проходного канала задвижки, седла с уплотнительными поверхностями, шпиндель, отличающая с я тем, что, с целью повышения долговечности за счет уменьшения контактных нагрузок на уплотнительных поверхностях седел и шибера, шибер выполнен с цилиндрической выточкой, размещенной со стороны входного патрубка, а расстояние между осью проходного отверстия и осью выточки равно ходу задвижки, при этом дно выточки перпендикулярно оси проходного канала.

Авторское свидетельство №1285245

Цель изобретения - является расширение функциональных возможностей задвижки и повышение надежности ее работы.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3.4 Запорное устройство

Задвижка, содержащая корпус, состоящий из двух соединенных между собой частей, в каждой из которых установлены подпружиненные седла с проходными каналами диаметром d и коническими входами с углом ₁, между которыми с возможностью поворота в своей плоскости с образованием зоны регулирования с зазором размещен взаимодействующий с частями корпуса через контурные уплотнительные элементы дисковый шибер с проходным отверстием D, причем в проходном отверстии шибера с возможностью перемещения в осевом направлении на величину, не превышающую величину зазора между частями корпуса и дисковым шибером установлен сменный штуцер с проходным отверстием диаметром d₁ и с коническими входами с углом ₂, отличающаяся тем, что торцевые поверхности сменного штуцера выполнены сферическими с радиусом R=(1,6…2) D, а угол ₂ конического входа сменного штуцера равен углу ₁ конического входа проходных отверстий в седлах, при этом в каждой из частей корпуса напротив друг друга на радиусе, равном радиусу расположения проходного отверстия в шибере, и на расстоянии от оси проходных отверстий в седлах, равном длине зоны регулирования, выполнены сквозные отверстия с диаметром, большим диаметра проходного отверстия в шибере, закрытые пробками, причем диаметр проходных отверстий в седлах меньше диаметра проходного отверстия в шибере, а величина зазора между дисковым шибером и частями корпуса составляет 0,05-0,1 ширины контурного уплотнительного элемента.

Вывод: в результате приведенных патентных исследований в данном дипломном проекте предлагается плоскошиберная задвижка, в которой технической задачей, является расширение функциональных возможностей задвижки и повышение надежности ее работы.

Уплотнение контакта шибера достигается различными способами, но во всех случаях конструкция их исключает омывание герметизирующих поверхностей шибера в открытом положении жидкостью или газом. Пропускаемый поток жидкости или газа сохраняет направление при проходе через шибер, поэтому задвижки этого типа называются также прямоточными. Такой принцип устройства позволил значительно повысить долговечность задвижки и резко сократить в ней гидравлические потери. Плоская форма шибера способствует упрощению ее изготовления и ремонта.



5. Экономическая часть

Развитие нефтегазовой промышленности влечет за собой все большее количество новых разработок, внедряемых в эксплуатацию. Естественно, что целесообразность внедрения нового вида оборудования или техники следует, кроме прочего, обосновать с экономической точки зрения. Для этого нужно знать, какие требуются затраты и какой экономический эффект будет достигнут. Эти вопросы и рассматриваются в данной части проекта.

Экономический эффект от внедрения новой техники, равно как и дополнительные средства, затрачиваемые на внедрение, является величиной сравнительной. При этом, в качестве отправной точки принимается оборудование, которое предполагается заменить. В дальнейшем будем называть это оборудование базовым.

Модернизированная версия с замененными задвижками с увеличенной долговечностью по сравнению с прототипом обеспечивает уменьшение затрат на эксплуатацию за счет увеличения межремонтного периода и, что является наиболее важным аспектом, дешевле базовой модели.

При расчетах экономического эффекта от внедрения новой техники, необходимо оба вида оборудования привести к тождеству. Однако в машиностроении, при совершенствовании техники, с вытекающим отсюда улучшением качественных показателей, это невозможно в принципе. Поэтому экономический расчет лучше всего вести в сфере той отрасли, в которой предполагается использование этого оборудования. В нашем случае, такой отраслью является нефтегазовая промышленность.

Так как нефтегазодобывающие компании не учитывают затрат на изготовление оборудования при внедрении нового оборудования, в данной работе они не рассмотрены. Расчету подлежат лишь затраты на эксплуатацию базового и нового оборудований. Обоснованием для замены оборудования будет вариант, при котором затраты на эксплуатацию базового оборудования больше соответствующих затрат на эксплуатацию внедряемого оборудования

То есть:

Исходные данные для экономического расчёта представлены в таблице 4.1

Таблица 5.1 - Исходные данные

	лет	тенге	%	тенге	тг/кг	тг/кг	часы	%
Базовая	6	520000000	7,6		72,6	82,4	600	10	0,91
Новая	8	455000000	6,2		72,6	82,4	840	10	0,95

Здесь: срок службы базового и нового оборудования до первого капремонта;

оптовая цена оборудования;

единовременные затраты;

остаточная стоимость;

стоимость масла для смазки подшипникового узла;

стоимость масла для смазки приводной части;

период замены масла;

ставка дисконта;

коэффициент экстенсивности оборудования.

Основные расчёты издержек. Для того, чтобы рассчитать экономический эффект от внедрения новой техники, нам нужно знать какие будут издержки и сравнить эти показатели для базовой и внедряемой техники. Ниже приведены расчёты основных видов издержек.

Производительность приведенная к начальным условиям в нашем случае, согласно паспортных данных для базовой техники составляет:

л/мин (6,9 л/с), а после л/мин (8,7 л/с).

Годовой фонд времени рассчитывается по формуле

(5.1)

В нашем случае часов.

Исходя из этого, годовая производительность равна:

(5.2)

тогда млн. л, млн. л.

Коэффициент увеличения роста производительности определяется отношением годовой производительности новой техники к годовой производительности базовой техники. Формула его определения имеет вид:

(5.3)

и равна

Срок службы оборудования до первого капитального ремонта в часах определяется произведением срока службы в годах и годового фонда времени и в нашем случае для базовой и новой техники равен часов.

Единовременные затраты в тенге составляют:



Таблица 5.2 - Основные расчёты издержек

	Наименование показателей	Обозначение и расчётная формула	Базовая техника	Новая техника
1	Производительность, приведённая к начальным условиям, л/мин	q	417 (6,9 л/с)	524 (8,7 л/с)
2	Годовой фонд времени, часы		6240	6240
3	Годовая производительность, млн. л		156124800	196185600
4	Коэффициент увеличения роста производительности		1,25
5	Срок службы до капремонта, часы/лет		49920/6	49920/8
6	Оптовая цена, млн. тг		520,000	455,000
7	Единовременные затраты, тг		32240000	34580000
8	Годовой объём производства оборудования, штук		10	10

На момент замены, старое оборудование может иметь какую-то остаточную стоимость. Для расчёта остаточной стоимости используется следующая формула:

(5.4)

где стоимость оборудования, тг;

годовая сумма амортизационных отчислений, тг/год;

срок службы, годы;

(5.5)

где , норма амортизации.

Кроме основных, существуют также и эксплуатационные затраты. К таковым могут относиться расходы на воду, электричество и смазочные материалы.

Таблица 5.3 - Затраты на смазочные материалы

	Наименование показателей	Обозначение и расчётная формула	Базовая техника	Новая техника
1	Расход масла для приводной части, кг/ч		0,023	0,02
2	Расход масла для подшипников, кг/ч		6,5	3,8
3	Периодичность замены, часы		600	840
4	Количество замен в год		10,4	7,4
5	Расход масла в год, кг		67,6	28,12
6	Годовые затраты на смазочные материалы тг.		20917	15409

Необходимо также определить годовой экономический эффект, для чего воспользуемся формулой:

(5.6)

где и , приведённые затраты на единицу базового и нового оборудования;

и , годовые объёмы производства продукции при использовании единицы базового и нового оборудования;

и , доли отчислений от балансовой стоимости на реновацию оборудования;

и , годовые эксплуатационные издержки в расчёте на объём продукции;

и , сопутствующие капиталовложения потребителя техники;

, отраслевой нормативный коэффициент эффективности капиталовложений;

, годовой объём производства оборудования.

Отсюда годовой экономический эффект равен

Для определения целесообразности замены старого оборудования на новое на момент оценки определим среднегодовые затраты для обоих видов оборудования и затем сравним их. При этом, условием, при котором замена оборудования будет целесообразна является:

(5.7)

где и среднегодовые затраты при использовании базового и нового оборудования соответственно.

Среднегодовые затраты рассчитываются по формуле:

(5.8)



С учётом остаточной стоимости формула примет вид:

(5.9)

Если на момент оценки окажется, что среднегодовые затраты на новое оборудование меньше таковых на базовое, то замена считается целесообразной. В противном же случае следует продолжить эксплуатацию базовой техники.

Для удобства преобразуем предыдущую формулу, включив её индексы «б» и «н» для базового и нового оборудования соответственно.

Тогда условие целесообразности замены оборудования примет следующий вид:

(5.10)

Исходные данные для расчёта среднегодовых затрат приведены ниже.

- 

-

Как видно из расчётов , что означает, что замена оборудования выгодна.

Таблица 5.4 - Технико-экономические показатели внедрения

	Показатель	Обозначение	Базовая	Новая
1	Цена оборудования, тенге	Ц	520000000	455000000
2	Амортизационные отчисления, тенге		60320000	52780000
3	Годовая производительность оборудования, млн. т	В	156124800	196185600
4	Текущие эксплуатационные затраты, тенге	И	20917	15409
5	Годовой экономический эффект, тенге		2764709382



Заключение

В заключении можно сделать вывод, что наиболее уязвимым составным элементом фонтанной арматуры являются запорные устройства, долговечность которых не соответствует долговечности других элементов. Это приводит к частой их замене или ремонту, что уменьшает межремонтный период, соответственно, увеличивая затраты. Нахождение различных новых способов решения этой проблемы за счет модернизации существующих задвижек либо конструирование новых, повысит общую надежность фонтанной арматуры, тем самым повысив производительность. Актуальным является и уменьшение металлоемкости фонтанной арматуры, с сохранением ее прочностных характеристик, что приведет к уменьшению затрат. Все эти решения направлены на создание высококачественного, надежного, долговечного, безопасного и недорогого оборудования.

Эффективность промышленной добычи нефти определяется надежностью и быстрой сменой используемых при этом технических средств, которые часто работают под высоким давлением химически активной среды. Элементы запорной арматуры, в частности задвижки, имеют ограниченный срок службы и затраты на их ремонт часто превышают их первоначальную стоимость. Поэтому актуальной задачей является разработка таких конструкций задвижек, которые позволяют при необходимости производить ступенчатое регулирование потока рабочей среды без демонтажа оборудования и не требуют больших затрат на их ремонт, и могут работать в сложных климатических условиях в течение нескольких лет.

Широкая функциональная возможность, надежность и удобство управления задвижкой подтверждены ее испытаниями в реальных производственных условиях в нефтедобывающей промышленности. Время, необходимое для замены штуцера, составляет от 15 до 30 мин в зависимости от удобства расположения задвижки и времени года. Полный средний ресурс составил 1800 циклов, что обеспечивает ее полный cpoк службы не менее 9 лет. Практикой подтверждено, что средний срок службы задвижки до капитального ремонта не менее 5 лет.

Размещено на Allbest.ru