601

Расчетная часть-Расчет Гидроцилиндра плашечного превентора ППГ-230-35-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

ID: 175622
Дата закачки: 08 Декабря 2016
Продавец: lenya.nakonechnyy.92@mail.ru (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Диплом и связанное с ним
Форматы файлов: Microsoft Word

Описание:
Расчетная часть-Расчет Гидроцилиндра плашечного превентора ППГ-230-35-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Комментарии: 3.2 Расчет превентора

3.2.1 Расчет гидравлического цилиндра превентора.

Определим диаметр гидравлического цилиндра.
Исходные данные для расчета:
-рс – давление в скважине, 35МПа;
-рГ –давление герметизируемое уплотнительным кольцом, определяется рабочим давлением системы гидроуправления превентора, для ГУП-14 равным 14МПа;
Чтобы преодолеть выталкивающее усилие на поршень, создаваемое давлением среды на плашку при закрытии превентора, цилиндр должен развить усилие:
, (4.1)
222660 Н = 222,7 кН;
где рс – давление в скважине, 35МПа;
d – диаметр штока, 90 мм.
Учитывая необходимость закрытия превентора, площадь поршня определяют как
, (4.2)
где р – наибольшее рабочее давление в гидроцилиндре, Па;
Р′– усилие цилиндра, необходимое для закрывания превентора, Н.
При подсчете усилия цилиндра Р′ следует учитывать влияние сил трения, возникающих в результате трения резиновых уплотнительных колец, установленных на штоке и поршне.
Силу трения определяют по формуле
Q = pГ·n·π·d·h0· f , (4.3)
где рГ – давление, герметизируемое уплотнительным кольцом,
рГ = 14МПа;
п – число уплотнительных колец данного размера;
d – диаметр уплотняемой поверхности в мм, (рисунок4.1);
h0–площадь контакта (трения) уплотнительного кольца с сопрягаемой поверхностью в мм;
f – коэффициент трения резины по стали, f = 0.01 ÷ 0.07.


Рисунок 4.1- Гидроцилиндр превентора ППГ-230×35
1- гидроцилиндр; 2-кольцо уплотнительное; d1, d2, d3 - диаметр уплотняемой поверхности

Найдем силу трения Q отдельно для каждой уплотняемой поверхности
при n1 = 4, d1 = 90 мм, a = 4мм,
h0 = πda, (4.4)
где а–ширина контакта уплотнительного кольца со што¬ком,
h0 = 3,14·90·4 = 1130,4 мм2,
Q1 = 14·106· 4·3,14·0,9·11,34·0,05 = 87723,615 Н;
при n2 = 4, d2 = 160 мм, a = 8мм,
h0 = 3,14·160·8 = 3014 мм2,
Q2 = 14·106·4·3,14·0,16·30,14·0,05 = 415797,186 Н;
при n3 = 4, d3 = 60 мм, a = 4мм,
h0 = 3,14·60·4 = 753,6 мм2,
Q3 = 140·4·3,14·6,0·0,736·0,05 = 3807,56775 Н;

Таким образом, суммарное усилие цилиндра
Р′Ц = РЦ +ΣQ, (4.5)
где Рц – усилие, определяемое по формуле (5.1), Н;
ΣQ – сум¬ма сил трения резиновых уплотнительных колец о сопрягаемые поверхности в Н.
Р′ = 22660,38 + 87723,615 + 415797,186 + 3807,56775 = 529988,7488 Н.
= 529988,7488 / 14·106 = 0,038601345м2.
Диаметр гидроцилиндра определяют по формуле
, (4.6)
где F – площадь поршня, определяемая по формуле (3.2).
= = 0,1981213 м =198,1 мм.
Сравним расчетный диаметр гидроцилиндра с диаметром гидроцилиндра прототипа,
198,1 мм ≈ 200 мм
из чего можно сделать вывод, что расчет диаметра гидравлического цилиндра произведен верно.
Определим коэффициент запаса прочности по пределу текучести.
Для изготовления гидроцилиндра применяют сталь 40Х, σТ = 650 МПа; Проведем расчет по четвертой теории прочности.
Главные напряжения в продольном и поперечном сечениях цилиндрического сосуда соответственно равны:
МПа ;
МПа;
где δ – толщина стенки гидроцилиндра;
р – наибольшее рабочее давление в гидроцилиндре, Па;
D – внутренний диаметр гидроцилиндра;
 Тогда эквивалентные напряжения в стенках гидроцилиндра в соответствии с четвертой теорией прочности составляют:
, (4.7)

 Коэффициент запаса прочности по пределу текучести материала гидроцилиндра:
,
что вполне допустимо.

3.2.2 Расчет штока гидроцилиндра

Для расчета штока гидроцилиндра найдем усилие, необходимое для перемещения плашки, действующее вдоль оси шпинделя. Оно максимально в начальный момент от¬крытия
Q0 = (QВХ + QВЫХ) μ, (4.8)
где Qвх - усилие, действующее на плашку со стороны входа среды, Н;
QВЫХ - усилие, действующее на плашку со стороны выхода среды, Н;
μ - коэффициент трения, μ = 0,05.

Усилие, с которым седло прижато к плашке:
со стороны входа
, (4.9)
со стороны выхода
, (4.10)
где рр – рабочее давление, рр = 35 МПа;
D – диаметр проходного отверстия, D = 230 мм;
D1 – диаметр уплотняемой поверхности седла, D1 = 260 мм.

= 403882 Н,
= 1453437 Н,
Q0 = (40388+145343) · 0.05 = 92865 Н.

На Т-образное соединение «плашка – шток» (рисунок 3.2) действует усилие Q0, определяемое по формуле (3.8) и имеющее максимальное значение в конце закрытия плашки.

Рисунок 4.2 - Т-образное соединение «плашка – шток».
Исходные данные для расчета Т-образного соединения «плашка – шток» (рисунок 4.2):
L = 140 мм; L1 = 60 мм; l = 59 мм; l1 = 30 мм; B = 100 мм; H = 40 мм;
h = 30 мм.
В сечении А – А (рисунок 3.2) напряжение от эксцентричного растяжения

, (4.11)
где k – коэффициент, зависящий от обработки Т–образного паза, k = 0,5.

Площадь контакта плашки со штоком, подвергающегося растяжению, в см2
, (4.12)
см2,
плечо усилия определяем по формуле:
, (4.13)
см.
Момент сопротивления сечения (в см3)
, (4.14)
см3,
тогда:
Н/см2 = 57910000 Па = 58 Мпа.

В Т–образном соединении напряжение смятия
, (4.15)
где Fз – площадь зазора между штоком и плашкой,
, (4.16)
см2.
Напряжение смятия находим по формуле (3.15)
Н/см2 = 30360000 Па = 30,36МПа.
Напряжение среза
, (4.17)
Н/см2 = 15180000 Па = 15,2 МПа.
Напряжение изгиба
, (4.18)
где W – момент сопротивления сечения (в см3),
x – плечо действующего усилия;
, (3.19)
см,
см3, (4.20)
см3,
Па = 21,25 МПа,

Корпус плашки и шток изготавливают из стали 40ХН (ГОСТ 4543-71) при σТ = 460 МПа, допускаемое напряжение изгиба [σиз] = 240 МПа.
Тогда коэффициент запаса прочности

Высокий коэффициент запаса прочности говорит о том, что рассматриваемое сечение не является опасным.
Таким образом, определены напряжения в Т-образном соединении ниже допускаемых напряжений для стали 40ХН, из которой изготавливаются корпус плашки и шток гидроцилиндра.













4 МОДЕРНИЗАЦИЯ ПРЕВЕНТОРА И ЕГО РАСЧЕТ

4.1 Анализ отказов превенторов

Как показывает практика, при эксплуатации превенторов плашечных с гидроуправлением ППГ-230/80×35 производства ОАО «Завод Спецбуртехника» г.Волгоград, на Витимском участке Талаканского месторождения республики Саха-Якутия, в период с апреля 2009 года по февраль 2011 года, было отмечено 5 случаев отказа оборудования.
Все случаи отказа превенторов идентичны: вследствие различных причин, после завершения цементажа колонны, наблюдалось блокирование плашек превентора цементным раствором в корпусе превентора. Дальнейшее использование превентора без устранения данной неисправности было невозможно.
Устранение такой неисправности являлось достаточно сложной процедурой. Так как шток гидроцилиндра находится в зацеплении с заблокированной плашкой, открытие дверцы превентора становится невозможным. Попытки приложения усилия, превышающего допустимое, для открытия дверцы, в ряде случаев приводили к поломке штока гидроцилиндра.
Устранение описанной аварийной ситуации на скважине Р-49 Талаканского месторождения, в октябре 2009 года заняло двое суток работы бригады слесарей по обслуживанию противовыбросового оборудования. Для продолжения эксплуатации превентора были заменены штоки гидроцилиндров.
На рисунке 3.2 показан превентор с характерной неисправностью, а на рисунке 3.3, шток гидроцилиндра, обломанный в результате приложения усилия, превышающего допустимое, для открытия дверки

Рисунок 3.2-Блокирование плашки цементным раствором в корпусе превентора ППГ-230/80×35

Рисунок 3.3 - Обломанный шток гидроцилиндра
превентора ППГ-230/80×35
Как видно из описания ситуации, блокирование плашек цементным раствором в корпусе превентора приводит к повышению затрат на обслуживание превентора, простою буровой установки, в результате чего имеет место снижение эффективности проведения буровых работ.

4.2 Описание предлагаемой модернизации превентора

Устранение описанного в разделе 3.2 отказа превентора ППГ-230/80×35, целесообразнее проводить без его демонтажа, что, при существующей конструкции соединения плашки со штоком гидроцилиндра, представляет собой достаточно трудоёмкий процесс.
Для решения проблемы предлагается изменить конструкцию соединения плашки со штоком гидроцилиндра, что позволит отсоединять плашку от штока гидроцилиндра, не снимая превентор, при наличии в нём инструмента, даже при закрытых дверцах превентора.
В существующей конструкции соединения «плашка-шток» (рисунок 3.4), плашка устанавливается сверху на Т-образный конец штока гидроцилиндра и соединение является неразъёмным при закрытой дверце превентора. Предлагаемая конструкция (рисунок 2.5) является разъёмной при закрытой дверце превентора.
Сущность изобретения состоит в том, что плашка устанавливается на Т-образный конец штока гидроцилиндра в осевом направлении и входит с ним в зацепление после поворота на 90º вокруг своей оси (рисунок 3.5). Фиксирование соединения возможно также после поворота плашки на 90º вокруг своей оси.
Таким образом, при блокировании плашки цементным раствором в корпусе превентора, появляется возможность отсоединить плашку от штока гидроцилиндра в собранном положении превентора, повернув шток вместе с поршнем гидроцилиндра (вывернув предварительно указатели положения штока гидроцилиндра) и открыть дверцу превентора для проведения работ по ремонту, и обслуживанию превентора.

Рисунок 3.4-Соединение «плашка-шток» до модернизации
1-плашка; 2-шток

Рисунок 3.5-Соединение «плашка-шток» после модернизации
1-плашка; 2-шток
Предлагаемая модернизация соединения плашки со штоком гидроцилиндра превентора даёт возможность:
-открыть дверку превентора при блокировании плашки цементным раствором в корпусе превентора;
-очистить окно плашки в корпусе превентора от застывшего цементного раствора ручным способом (молоток, зубило);
-извлечь плашку из корпуса превентора;
-очистить поверхности плашки и окна в корпусе превентора, от механических загрязнений;
-собрать конструкцию и закрыть дверку превентора, приведя его в рабочее состояние.

4.3 Расчет модернизированного оборудования

4.3.1 Определение моментов, возникающих при вращении штока гидроцилиндра

В проекте предусмотрена модернизация превентора с целью получения возможности ручного поворота штока гидроцилиндра. В момент поворота штока гидроцилиндра, крутящий момент на рукоятке определяется как сумма моментов трения в уплотнениях штоков и поршня гидроцилиндра
М = МУ1 + МУ2 + МУ3 , (4.21)
момент трения в уплотнении
Му = Tу Ly , (4.22)
где Ly – условное плечо момента в уплотнении, определяемое как
половина диаметра штока, подлежащего уплотнению в мм;
Ту – сила трения в уплотнении в Н
Ту = ψdВ spp , (4.23)
где s – ширина кольца уплотнения в мм;
dB – внутренний диаметр уплотнения в мм;
рр – рабочее давление в Па;
ψ – коэффициент, зави¬сящий от отношения h/s;
h – высота уплотнения в мм, h = 10 мм.
(4.24)
где dB – внутренний диаметр уплотнения в мм;
dН – наружный диаметр уплотнения в мм;

Исходные данные для расчета:
1. уплотнение внутреннего штока гидроцилиндра
dВ = 74 мм, dН = 90 мм, h = 10 мм, рр = атмосферное давление = 101300 Па;
2. уплотнение поршня гидроцилиндра
dВ = 184 мм, dН = 200 мм, h = 10 мм, рр=атмосферное давление=101300 Па;
3. уплотнение наружного штока гидроцилиндра
dВ = 48 мм, dН = 60 мм, h = 10 мм, рр = атмосферное давление = 101300 Па;

см, см, см;
, , ;
45 мм = 4.5 см, 100 мм = 10 см, 30 мм = 3 см;
Ту1 = 1,25·9·0,8·1 = 90 Н, Ту2 = 1,25·20·0,8·1 = 200 Н, Ту3 = 1,66·6·0,6·1 = 60 Н;
Му1 = 0,045·90= 4,05 Н·м, Му2 = 0,1·200= 20 Н·м ,Му3 = 0,03·60= 1,8 Н·м ;

таким образом, при вращении штока гидроцилиндра развивается крутящий момент
М = 4,05 + 20 + 1,8 = 25,85 Н·м
Определим момент развиваемый усилием одного рабочего (рисунок4.3)
(4.25)
где Fраб – усилие приложенное одним рабочим, Н,
Fраб = 200 Н;
l – длинна рукоятки, м,
l = 0,4 м;
z – количество рукояток;

Рисунок 4.3-Поворот штока гидроцилиндра с использованием рукоятки
1-гидроцилиндр; 2-поршень; 3-рукоятка

M´=200 ·0,4·1 = 80 Н·м
Откуда
М< M&#180;
что вполне приемлемо при ручном повороте штока гидроцилиндра.

Наружный шток гидроцилиндра имеет внутри шестигранник (рисунок4.3), в который устанавливают рукоятку для его вращения. При вращении рукоятки, в шестиграннике штока возникают напряжения кручения и смятия.
В этом случае напряжение кручения определяют по формуле
, (4.26)
где WK – момент сопротивления кручению;
М – крутящий момент;
WK = 0,188а3, (4.27)
где а – размер шестигранника под ключ.
При а = 41 мм,
WK = 0,188 · 0,0413 = 0,000012957 м3,
Па = 2МПа.
 Напряжение смятия
, (4.28)
где h - высота контакта штока с рукояткой.
При h = 30 мм
= 1537775,134Па = 1,5 Мпа.

Шток гидроцилиндра изготавливают из стали 40ХН (ГОСТ 4543-71)
Так как [&#963;см] = 1,5 [&#963;p], то [&#963;см] = 1,5 · 195 = 292,5 МПа.
Тогда коэффициент запаса прочности
,
что значительно превышает необходимый запас прочности по напряжению смятия.
Так как &#963;см < [&#963;см], можно сделать вывод о том, что размеры шестигранника приняты конструктивно.



Размер файла: 1,1 Мбайт
Фаил: (.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Занесено в корзину

    Скачано: 2         Коментариев: 0

Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них.
Опять не то? Мы можем помочь сделать!

Некоторые похожие работы:

К сожалению, точных предложений нет. Рекомендуем воспользоваться поиском по базе.