499

Расчетная часть-Расчет арматуры фонтанной арматуры АФК1(Ш)-65х35К1(К2)М3, рассчитанный на рабочее давление 35 МПа. Внутренний диаметр арматуры 65 мм-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

ID: 176797
Дата закачки: 19 Января 2017
Продавец: lesha.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 арматуры фонтанной арматуры АФК1(Ш)-65х35К1(К2)М3, рассчитанный на рабочее давление 35 МПа. Внутренний диаметр арматуры 65 мм: Определение основных параметров, Расчёт усилий затяжки фланцевых соединений, Расчет затяжки шпилек фланцевого соединения, Расчет фланцев, Расчет шпилек и прокладки на прочность, Потери напора в фонтанной арматуре, Расчёт корпуса трубной головки-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Комментарии: 2 РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ ФОНТАННОЙ АРМАТУРЫ

2.1 Выбор базовой модели и техническая характеристика

За базовую модель принимаем арматуру фонтанную арматуру АФК1(Ш)-65х35К1(К2)М3, рассчитанный на рабочее давление 35 МПа. Внутренний диаметр арматуры 65 мм, температура окружающего воздуха, в которой может эксплуатироваться аппарат, до 120˚С.

2.2 Определение основных параметров

2.2.1 Расчёт усилий затяжки фланцевых соединений [ 5,7 ]

Прокладки изготавливаем из стали марки 08КП по ГОСТ 12815 - 80.
За расчетное усилие Ррасч, кН, принимают большее из двух:
(2.1)
где 
Рр
Вэф
m

Рt –
–
–
–
–

– эксплуатационное усилие, МН;
средний диаметр уплотнения, м;
рабочее давление среды, Рр=35 МПа;
эффективная ширина прокладки;
прокладочный коэффициент, зависящий от упругих свойств материала прокладки, m=5,5;
усилие от воздействия температурной среды, кН
, (2.2)
где  В – ширина прокладки, В=0,011 м
м.


(2.3)
где ∆t
hшп
hр

α

Ешп
Епр
fшп;fр –
–
–

–

–
–
– разность температур фланца и шпилек в момент прогрева, 10˚С;
длина растягиваемой части шпильки, hшп=0,0968 м;
высота прокладки между поверхностями ее опоры о соседние фланцы, м;
коэффициент теплового расширения материала фланца, α=11,7∙10-6 К-1;
модуль упругости материала шпильки, Ешп=2∙1011 Па;
модуль упругости материала прокладки, Епр=2∙1011 Па;
площадь горизонтального сечения шпильки и прокладки, м2
, (2.4)
где  Н
Rо –
– высота прокладки, Н=0,0159 м;
радиус округления прокладки, Rо=0,004 м
м.
, (2.5)
где 
z –
– диаметр шпильки, =0,025м;
количество шпилек, z=8

, (2.6)
где 
– диаметр прокладки, =0,190м

м2.

МН.
, (2.7)
где   qп – удельное давление смятия прокладки для создания герметичности, qп=127 МПа
кН.
За расчетное усилие Ррасч принимаем Рэксп=1,4 МН.
Прокладки на рабочее давление до 35МПа изображены на рисунке 2.1.
Типоразмеры прокладок на рабочее давление до 35МПа представлены в таблице 2.1. [ 6 ]

2.2.2 Расчет затяжки шпилек фланцевого соединения

Шпильки изготавливаем из стали марки ст20 по ГОСТ9066 – 75.
Прочностной расчет шпилек ведется на основании ранее определенного расчетного усилия Ррасч. При числе шпилек z=8, усилие, действующее на одну
шпильку, Рш, кН, вычисляется по формуле:
, (2.8)
кН.
Напряжение в шпильке, σрасч, МПа

где d1
σТ
nф –
–
– внутренний диаметр резьбы под шпильку, d1=0,025 м;
предел текучести материала шпильки, σТ=230 МПа;
коэффициент запаса прочности, nф=5
,


.
Удовлетворяет условию.
Необходимый момент крепления шпилек, Мш, кН∙м,
, (2.10)
где β
ρ –
– угол подъема резьбы;
угол трения в резьбе
 S – шаг резьбы, S=0,006 м
, (2.12)
 f1
f
Dо –
–
– коэффициент трения в резьбе, f1=0,15;
коэффициент трения гайки о фланец, f=0,2;
наружный диаметр опорного бурта гайки, м
˚,
˚,
м,
Н∙м.
Момент крепления шпилек составляет 284 Н∙м. [7]

2.2.3 Расчет фланцев

Расчет сводится к проверке прочности фланца на изгиб. [ 7 ]
Схема фланцевого соединения представлена на рисунке 2.2. При расчете
фланца его можно представить в виде консольной балки с заделкой в сечении А – С и приложенной сосредоточенной силой Ррасч. Геометрические размеры фланцев по ГОСТ 28919-91 изображены на рисунке 2.3 и таблице 2.2.
В опасном сечении А – С изгибающий момент, МАС, кН∙м
, (2.14)
где l – плечо действия расчетной нагрузки, м
, (2.15)
где Dш

D3 –

– диаметр делительной окружности центров отверстий под шпильки, Dш=0,149 м;
большой диаметр шейки, D3=0,100 м;
 Dнп – диаметр наружный прокладки, Dнп=0,190 м
м,
Н∙м.
Момент сопротивления опасного сечения А – С изгибу, WАС, м3
, (2.16)
где Dрасч – расчетный диаметр наиболее нагруженной точки сечения А–С,м
, (2.17)
где Нф
f
Dср к –
–
– высота тарелки фланца, Нф=0,037 м;
глубина канавки, f=0,008 м;
средний диаметр канавки фланца, Dнп=0,101 м
м,
м3.
Напряжение изгиба, σ, МПа
, (2.18)
где σТ

nф –

– предел текучести и запас прочности для материала фланца, σт=230 МПа;
запас прочности для материала фланца, nф=3
Фланцы изготавливаем из стали марки ст20.

Удовлетворяет условию.

2.2.4 Расчет шпилек и прокладки на прочность

Для определения прочности прокладки проверяют параметр β1, отражающий устойчивость формы прокладки при действии на нее осевых сил.
, (2.19)
где S
В
Rср –
–
– высота прокладки, S=0,0159 м;
ширина прокладки, В=0,0111 м;
средний радиус прокладки, м
(2.20)
где Dнп – диаметр наружный прокладки, Dнп=0,190м
0,68 ≤ 1 – расчет считается законченным. [ 8 ]



2.2.5 Потери напора в фонтанной арматуре

Потери напора в фонтанной арматуре связаны с сопротивлениями, возникающими по ее длине; местными сопротивлениями во фланцевых соединениях, в кранах (задвижках), в штуцерах и на поворотах. [ 6,8 ]
Определим потери напора в стволовой части фонтанной арматуры на участке длиной L и диаметром D
(2.21)
где 
– коэффициент гидравлического сопротивления на трение;
(2.22)
где 
Re
D –
–
– коэффициент эквивалентной шероховатости, =0,00006;
число Рейнольдса;
диаметр стволовой части, D=0,065 м
(2.23)
где V –  скорость потока, м/с
(2.24)
где Q
F

–
–
–  расход жидкости, м3/с;
площадь поперечного сечения, м2;
кинематическая вязкость жидкости, =0,0055 м2/с

,
,
,

.
Потери напора во фланцевом соединении, м
(2.25)
где n

–
–  число фланцевых соединений;
коэффициент сопротивления во фланцевом соединении, =0,15


Потери напора в запорных органах (задвижки, краны), м
(2.26)
где z

–
–  число запорных органов;
коэффициент сопротивления в запорных органах, =0,12


Потери напора на поворотах, м
(2.27)
где ςпов –  коэффициент сопротивления на поворотах

Потери в фонтанной арматуре, м
(2.28)





2.2.6 Расчет толщины стенки корпуса крестовика

Предел текучести корпуса

где 
n –
– предел текучести материала изделия, = 230МПа;
коэффициент запаса прочности, n = 3

(2.30)
где 
– коэффициент увеличения толщины, учитывающий коррозию,

= 0,025 м

2.2.7 Расчёт корпуса трубной головки

Методика расчета взята из источника. [ 7 ]
Определим толщину стенки корпуса S, м

где DВН – внутренний диаметр корпуса, DВН = 0,180 м;
 [sр] – допускаемое напряжение при растяжении, МПа
   ,  (2.32)
где sр – предел прочности при растяжении, МПа;
 nк – коэффициент запаса прочности, nк = 3

где Р0 – внутреннее давление среды, МПа;
 С – поправочный коэффициент на коррозию, С = 0,005 м
м.
2.2.8 Расчет фланцевого соединения с помощью ЭВМ

Расчет фланцевого соединения выполнена на ЭВМ, исходные данные для расчета приведены в таблице 2.3, а выводимые параметры в таблице 2.4. В приложении А приведена программа расчета фланцевого соединения на ЭВМ, а результаты расчета приведены в приложении Б.

2.3 Разработка конструкции усовершенствованной дисковой задвижки

2.3.1 Патентные исследования

Патентные исследования проводятся с целью определения технического уровня и тенденции развития объектов техники, их патентоспособности и патентной чистоты на основе научно – технической информации.
Технический уровень и тенденции развития фонтанной арматуры показаны в таблице 2.5.

2.3.2 Конструктивное исполнение

Известно, что существующая дисковая задвижка имеет ряд недостатков, что, как следствие, влияет на работу фонтанной арматуры, добычу нефти, время перевода режима работы.
Для устранения существующих проблем в дипломной работе предлагается применить новый вид дисковой задвижки, а именно, конструкция диска задвижки включает в себя сразу несколько отверстий под шибер. Такой вид
диска дает возможность без остановки скважины изменить режим работы, уменьшить давление на арматуру, уменьшить время перехода с режима на режим. Принцип действия диска - с помощью поворотного крана перемещать вокруг своей оси диск и тем самым менять проходное отверстие.

2.3.3 Расчет зубчатого колеса

Делительный диаметр колеса, мм
(2.33)
где m

z –

– модуль, часть диаметра делительной окружности, приходящейся на 1 зуб, m=2;
количество зубьев колеса, z = 11

Определим кривые ограничивающие эвольвенту. Этими кривыми являются: диаметр вершин зубьев и диаметр впадин зубьев.
(2.34)

Диаметр впадин зубьев, мм
(2.35)
где с – радиальный зазор пары исходных контуров;
(2.36)


Диаметр основной окружности, мм
(2.37)
.
Толщина зуба, мм
(2.38)

где 
x –
– угол наклона зуба, =300;
коэффициент смещения зубчатого колеса, x=0

По данным расчетом были получены геометрические размеры ведущего колеса, количество зубьев, что показано на рисунке 2.4 и 2.5.
Вопрос проверки зубчатого зацепления не стоит ввиду того, что материал изготовления диска, ведущего колеса и зубьев один и тот же. [ 5 ]

2.3.4 Применение системы обогрева обратного клапана фонтанной арматуры.

На месторождении "Восточный Савинобор" используется обогрев обратного клапана. Принцип действия: байпасная линия подведена в основную методом врезки второй с последующим выводом в сторону обратного клапана, как показано на рисунке 2.6.
Подогретая эмульсия, прежде чем двигаться по направлению от фонтанной арматуры, обогревает обратный клапан, тем самым предотвращает заморозку детали и делает работу более совершенной.
Метод испробован на различных скважинах и тем самым доказал свою эффективность.


Размер файла: 182,7 Кбайт
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.