1.6 Лубрикатор

В процессе эксплуатации фонтанных скважин периодически возникает необходимость проводить исследования эксплуатирующихся пластов с целью определения пластовых давлений, температур и других характеристик пласта. Исследования проводят глубинными манометрами, термометрами и другими приборами. Лубрикатором герметизируют устье скважины при спуске в нее глубинного прибора.

Лубрикатор состоит из корпуса, трубы, корпуса сальника, двух роликов, закрепленных на кронштейнах. Через сальник пропускают проволоку, к которой подвешивается прибор. Грундбуксой и нажимной гайкой по мере появления пропусков среды подтягивают сальник. Вентиль 1 служит для установки на нем манометра, регистрирующего давление в скважине, и при необходимости для снижения давления через разрядную пробку.

Лубрикатор устанавливают на фонтанную арматуру в следующей последовательности. Закрывают верхнюю стволовую задвижку. Через разрядную пробку вентилем снижают давление. Отсоединяют верхний фланец с вентилем и манометром и устанавливают лубрикатор, в который предварительно вводят глубинный прибор. Проволоку, на которой подвешен прибор, пропускают через сальник.

Установленный на фонтанной арматуре лубрикатор опрессовывается, после чего при помощи лебедки, смонтированной на специальной машине, спускают глубинный прибор.

.7 Манифольд

Для обвязки фонтанной арматуры на поверхности с целью подключения рабочих струн арматуры к нефте- или газопроводу ее обвязывают специальным манифольдом. Он служит также для подключения к трубному и затрубному пространствам агрегатов, обеспечивающих возможность проведения различных технологических операций при запуске и эксплуатации скважины.

Манифольды фонтанной арматуры рядовых нефтяных скважин состоят из трех-четырех задвижек, крестовиков и некоторых других деталей. На более ответственных нефтяных скважинах манифольд состоит уже из большего числа задвижек, крестовиков и тройников.

Манифольд фонтанной арматуры состоит из следующих основных узлов:

температурных компенсаторов, которые предназначены для компенсации подвижек фонтанной арматуры, возникающих при нагреве металла стволовой части скважины и фонтанной арматуры, при работе скважины, движущимся потоком высокотемпературных пластовых флюидов;

боковых тройников (под 45º) с отбойными заглушками, которые имеют одинаковый угол наклона с фланцем температурного компенсатора. Внутри тройника поток разворачивается на 90º. Точно в направлении потока (перед тем, как он поворачивается), поставлена отбойная (жертвенная) заглушка. Ее внутренняя полость заполнена свинцом. Скорость потока на повороте вызывает эрозию, которая «выедает» свинец из заглушки. Для определения интенсивности эрозии, необходимо производить периодические ревизии этих заглушек.

боковых манифольдных задвижек, предназначенных для переключении струн;

центрального тройника, предназначенного для соединения боковых струн и для монтажа на нем приборов КИП и А;

регулируемого штуцера с электромеханическим приводом АUМА, который предназначен для автоматического регулирования расхода потока и его давления непосредственно во время работы скважины;

промежуточных катушек, предназначенных для соединения компонентов манифольда;

задвижки аварийного отключения выкидной линии с пневмоприводом;

переходного сварного фланца, к которому приваривается выкидная линия скважины.

При обвязке устья скважин необходимо учитывать следующее:

пропуск газа при возможно минимальном снижении давления в манифольде.

замер температуры и давления рабочей среды, а также отбор проб газа.

места для установки породоуловителя и прувера с целью проведения исследования скважины.

электрическую изоляцию устья скважины от шлейфа.

исследование специальных линий для глушения скважины в осложненных условиях.

Автоматическое отключение подачи газа в шлейф в случае повышения или понижения давления в нем за пределы заданного.

.8 Насосно-компрессорные трубы для фонтанных подъемников

Для фонтанных подъемников используются так называемые насосно-компрессорные трубы (НКТ). НКТ широко применяются для подъемников не только при компрессорном, но и при бескомпрессорном газлифте, а также во всех фонтанных, нагнетательных скважинах для выполнения большого числа различных процессов и операций, например при гидроразрыве пласта или его солянокислотной обработке, при работах с внутрискважинным оборудованием, при ловильных работах, промывках песчаных пробок, для внутри промысловых коммуникаций.

НКТ изготовляют главным образом из углеродистых сталей разных групп прочности с пределом текучести от 380 до 750 МПа.

Принципиально новый тип труб - непрерывные НКТ, изготавливаемые в виде полого стержня, длина которого равна длине всей колонны труб. При спускоподъемных операциях, хранении и транспортировке их наматывают на барабан большого диаметра. Трубы этого типа изготовляются из полосовой стальной заготовки гибкой и продольной сваркой. Отсутствие резьбовых стыков и муфт резко упрощает конструкцию колонны, уменьшает и размеры и металлоемкости, облегчает и ускоряет спуско-подъемные операции.

Наматываемые НКТ полностью ликвидируют самые тяжелые, наименее механизированные спуско-подъемные операции путем устранения необходимости разборки и сборки колонны на отдельные трубы. Таким образом, применение наматываемых НКТ устраняет необходимость по созданию комплексно-механизированного и автоматизированного оборудования для спуско-подъемных операций с разборкой колонны на отдельные трубы.

Наматываемые НКТ имеют и существенные недостатки. При обрыве колонны сложно выполнить ловильные операции; в зоне стыка необходимо выполнить высококачественную сварку и обеспечить равнопрочность стыка; стыкосварочные работы необходимо в ряде случаев выполнять непосредственно над устьем скважин. Эти и ряд менее существенных недостатков являются главной причиной медленного внедрения наматываемых труб.

Конструирование, изготовление и поставка НКТ регламентируются соответствующими стандартами. Стандартом для муфтовых неравнопрочных НКТ в настоящее время является ГОСТ 633 - 80, а для муфтовых равнопрочных с высаженными концами - ОСТ. Ряд номинальных наружных диаметром НКТ, как гладких, так и с высаженными наружу (под муфту) концами определен размерами 48, 60, 73, 89, 102 и 114 мм, а внутренних соответственно 40, 50, 62, 59. 76, 88.6, 100.3 мм. Допустимые отклонения НКТ по наружному диаметру 0,8 - 1,2% и минус 0,2 - 0,5%, а по толщине стенки трубы 12,5% и по массе 9%. Регламентируются также группы прочности стали НКТ обусловливающей механические свойства материала.

В процессе эксплуатации скважин на внутренней поверхности НКТ откладываются парафин, смолы, соли, продукты коррозии. Наиболее интенсивны и часты отложения парафина в фонтанных, газлифтных и насосных скважинах, пробуренных на девонские продуктивные пласты. Парафин постепенно почти полностью закупоривает НКТ, что исключает возможность эксплуатации скважины. Соли чаще всего откладываются в НКТ нагнетательных скважин. Это также приводит к постепенному сужению каналов, вследствие чего становится необходимым увеличивать напор нагнетательных насосов, т.е. увеличивать энергию, затрачиваемую на добычу нефти. При этом резко сокращается количество жидкости, нагнетаемой в пласт. При добычи нефти и газа с агрессивными компонентами стальные трубы корродируются, что приводит к резкому уменьшению срока службы НКТ, иногда почти на порядок.

Насосно - компрессорные трубы в фонтанных скважинах в зависимости от схемы подъемника подвергаются или растягивающей, или сжимающей нагрузкам.

Для защиты НКТ от парафина и коррозии и снижения гидросопротивления на 20 ¸ 30% применяются защитные покрытия (стекло, стеклоэмали, лакокрасочные материалы и др.).

1.9 Неполадки при работе фонтанных скважин

Неполадки в работе фонтанных скважин могут быть связаны с отложениями парафина, солей, накоплением песка на забое, воды, а также с различного рода утечками нефти, газа, нарушением герметичности затвора или поломками запорных устройств.

В процессе эксплуатации ведется тщательное наблюдение за работой, что позволяет выявить осложнения, например:

-    при уменьшении устьевого давления Р₂ и одновременном повышении затрубного давления Р_загр - отложения парафина и солей в НКТ;

-        при уменьшении давлений Р₂ и Р_загр - образование песчаной пробки или накопление воды между забоем и башмаком НКТ;

-        при уменьшении давления Р₂ и увеличение дебита Q - разъедание штуцера.

Фонтанную арматуру можно монтировать на устье скважины автомобильными кранами, а также при помощи талевого механизма, лебедки или подъемника.

Методика предназначена для определения оптимальных технико-технологических характеристик газлифтной скважины, таких как: диаметр насосно-компрессорных труб (НKT), глубины установки мандрелей, типоразмеры газлифтных клапанов (тип клапана, диаметр седла), установочные давления клапанов на стенде, технологических режимов работы скважины.

В качестве критерия оптимальности используется комплексный технологический критерий, учитывающий с заданным весом основные требования. Предъявляемые к газлифтной установке: максимизировать дебит скважины. Обеспечение заданного значения забойного давления при наиболее полном использовании энергии газа, увеличить вероятность запуска и автоматического перезапуска скважин при рабочих расходах газа, повысить гибкость регулирования режима работы скважины, повысить надежность работы газлифтных клапанов. регулировать пульсации технологического режима, в частности минимизировать зоны неустойчивой работы газлифтной скважины.

С целью повышения эффективности процесса запуска скважин, увеличения точки ввода газа, снижения пульсации, предупреждения прорыва газа через башмак, а также для более точного выбора оптимального технологического режима разработаны способ проектирования и установка для эксплуатации скважин.

Этот способ особенно эффективно использовать при разработке месторождений с газовой шапкой или подгазовой зоной пласта около добывающих скважин, например при эксплуатации залежи в режиме растворенного газа, а также на скважинах с возможным образованием водяных конусов.

2. Расчетная часть

2.1 Расчёт НКТ при фонтанно-компрессорной эксплуатации скважин

компрессорный колонка фонтанный скважина

В соответствии с ГОСТ 633-80 для эксплуатации нефтяных и газовых скважин применяют стальные бесшовные насосно-компрессорные трубы следующих типов:

а) трубы гладкие и муфты к ним с треугольной резьбой с углом при вершине 60º. Эти трубы изготавливаются шагом резьбы 2,54 мм (10 ниток на 1'' дюйм) и 3,175 мм (8 ниток на 1''). Соответственно высота профиля резьбы h составляет 1.412 мм и 1,810 мм;

б) трубы с высаженными наружу концами и муфты к ним также с треугольной резьбой с углом при вершине 60˚;

в) гладкие высокогерметичные трубы (НКБ) с трапецеидальной резьбой и муфты к ним;

г) насосно-компрессорные безмуфтовые трубы (НКБ) с высаженными наружу концами с трапецеидальной резьбой.

Расчёт насосно-компрессорных труб при фонтанно-компрессорной эксплуатации скважин следует проводить на страгивающую нагрузку в резьбовом соединении, на предельную нагрузку в опасном сечении и на внутреннее давление.

На страгивающую нагрузку рассчитываются гладкие НКТ с треугольной резьбой и высокогерметичные трубы НКМ с трапецеидальной резьбой, так как наиболее слабым сечением у этих труб является резьбовое соединение. Наиболее часто употребляется формула Ф.И. Яковлева:

Р_стр =πD_срbσ_т / (1+η) ∙(D_ср /2L)∙сtg (α+φ) (2.1)

где b=δ-h₁ - толщина тела трубы под резьбой в основной плоскости;

h₁ - высота профиля резьбы; D_ср=d+b - средний диаметр тела трубы под резьбой; d - внутренний диаметр трубы; η = b/(δ+b) - поправка Шумилова; α - угол наклона несущей поверхности резьбы к оси трубы; φ - угол трения в резьбе φ=(7˚-9˚); L - длина резьбы с полным профилем; σ_т - предел текучести материала трубы.

На предельную нагрузку труба рассчитывается по основному телу. Очевидно, что наряду с расчетом на страгивающую нагрузку такому расчёту, в первую очередь, следует подвергать НКТ с высаженными наружу концами с треугольной резьбой и НКБ с трапецеидальной резьбой:

Р_пр=(π/4) (D²_p-d²)σ_т, (2.2)

где D_р - диаметр резьбы в основной плоскости по впадинам витков для гладких НКТ или диаметр наружной основного тела НКТ с высаженными наружу концами и НКБ.

Наименьшая из двух (страгивающая и предельная) нагрузок принимается за расчетную, и определяется допустимая глубина спуска данной трубы с заданными коэффициентом запаса:

L_тр=Р_рас/q∙n∙g, (2.3)

где Р_рас - расчетная нагрузка; q - масса 1 погонного метра трубы с учетом муфт и высаженной части; n - коэффициент запаса (n=1,2÷1,3); g=9,81 м/с² - ускорение свободного падения.

При расчете 2-й и последующих секций за Р_рас принимается разность текущего и предыдущего значений нагрузки.

Расчет на внутреннее давление производится на допустимое давление, исходя из прочности и геометрических параметров трубы по формуле Барлоу:

Р_вн=2δ[σ_т]/D_н, (2.4)

где δ - толщина основного тела трубы; [σ_т]= σ_т/η - допустимое значение предела текучести (по ГОСТ 633-80,η=1,25; по другим источникам η=1,3÷1,5); D_н - наружный диаметр основного тела трубы.

Необходимо также определить фактическое внутреннее давление, определяемое высотой столба жидкости в трубах:

Р_ф=ΣL_тр1ρ_жg+P_буф, (2.5)

где L_тр1 - длины секций НКТ; ρ_ж - плотность жидкости g=9,81 м/с².

Условием надежной работы НКТ является Р_вн > Р_ф.

Исходя из условий прочности НКТ на разрыв в опасном сечении, на страгивающие нагрузки в резьбовом соединении и на внутреннее давление, определить глубину спуска ступеней колонны гладких насосно-компрессорных труб с треугольной резьбой из стали групп прочности «М» общей длиной 4400 м для фонтанирующей скважины глубиной 4500 м имеющей обсадную колонну диаметром 114х7 мм. При расчёте пренебрегаем потерей веса колонны труб в жидкости, так как уровень жидкости в межтрубном пространстве во время работы может быть оттеснен до башмака колонны труб.

Решение. Примем, что у нас односекционная гладкая НКТ 114х7 из стали групп прочности «М» (σ_т=750 МПа).

Страгивающую нагрузку определим по формуле (2.1).

Найдем:

b=δ-h₁=7-1,81=5,19 мм; d=D-2δ=114,3-2·7=100,3 мм;

D_ср=d+b=100,3+5,19=105,49 мм;

L=52,3 мм; η=5,19/7+5,19=0,425

сtg (α+φ) =ctg67˚=0,424

Р_стр=3,14·105,49·5,19·750·10^-3·10^-3·10⁶/1+0,425·105,49/2·52,3·0,424=1092666,3Н

Предельную нагрузку определим по формуле (2.2):

Р_пр=0,785·[(114,3-2·1,81)²-100,3²]·10^-6·750·10⁶=1289345 Н.

Выбрав страгивающую нагрузку за расчётную как наименьшую, определим допустимую глубину спуска секции НКТ по формуле (2.3):

L_тр1=1092666,3/9,81·19,1·1,3=4486 м.

Минимальный зазор с обсадной колонной составит:

S=178 - 2 ·7 - D _{м нкт}=178 - 2 ·7 - 132,1=31,9 мм.

Допустимое внутреннее давление для нижней трубы НКТ 114х7 мм (формула (2.4)):

Р_вн=2·7·10^-3·750/100,3·10^-3·1,5=69,79 МПа.

Определяем фактическое внутреннее давление трубы, по формуле (2.5) при плотности добываемой жидкости ρ_ж=850 кг/м³; Р_буф=1,5 МПа:

Р_ф=4486·850·9,81+1,5·10⁶=38,9·10⁶Н/м² =38,9 МПа.

Р_ф<Р_вн =38,9<69,79 МПа, следовательно, выбранная нами одноступенчатая колонна проходит как по условию прочности, так и по внутреннему давлению для заданных условий скважины.

2.2 Расчёт колонной головки на прочность

Внутренняя поверхность плашек выполнена с насечками специального профиля, где высота насечки в плашках равна 140-150 мм. Наружная поверхность плашек изготовляется ступенчатой для лучшего сопряжения с внутренней поверхностью корпуса подвески и имеет тоже двухступенчатую форму. Оптимальный угол наклона сопрягаемых деталей клиновой подвески принят равным 25º.

Колонные головки рассчитывают на прочность. В работе рассматривается схема нагружения колонной головки, где Q₁-Q₅ - вес обсадных колонн; Т₁ - T₅ - температурные напряжения; р₁-р₅ - внутренние давления; Q - вес противовыбросового оборудования и обвязки; М₁-М₅ - вращающие моменты, передаваемые инструментом.

Суммарные значения Q зависят от веса незацементированной части обсадных колонн. Внутренние давления определяются по давлению в межтрубных пространствах. При полностью зацементированных колоннах температурные напряжения не вызывают деформации обсадных труб.

Если колонна труб не зацементирована, изменение длины ее от температурных напряжений определяется по формуле:

l_t=l₀(1+a_t+Δt), (2.6)

где а_t - коэффициент линейного расширения (для закаленной стали а_t =12X10^-6); l₀ - первоначальная длина, м; Δt - разность температур в скважине и на дневной поверхности, ºС.

Под действием температуры изменяется l_t, создавая напряжение в колонной головке.

В методиках расчёта клиновую подвеску рассматривают как тонкостенный цилиндр, воспринимающий внешнее и внутреннее давления радиальной нагрузки на рисунке 2.1. При расчете исходя из условия тонкостенности поверхности верхней трубы обсадной колонны:

Рисунок 2.1. Расчетная схема нагружения трубы в плашках

κ=δ/D_ср<0,2, (2.7)

где δ - толщина стенки трубы, мм; D_cр - средний диаметр трубы, мм;

В дифференциальном уравнении радиального перемещения трубы коэффициент равновесия рассчитывают по формуле:

β=√3 (1-μ²) /√δR, (2.8)

где β - коэффициент равновесия; R - средний радиус трубы, мм; μ - коэффициент Пуассона для стали (μ=0,3).

Предельную нагрузку, при которой труба в месте подвески теряет прочность, рассматривают по третьей теории прочности:

Q = 2πRδσ_т/((0,704а₁+0,207а₂)/(1+к)√к∙ tg (α+φ) a₃)+1, (2.9)

где σ_т - предел текучести, МПа; α - угол наклона, равный 25˚; φ - угол трения, зависящий от коэффициента трения f на поверхностях сопряжения плашек с корпусом подвески; а₁, а₂, а₃ - коэффициенты, определяемые в зависимости от нагруженного участка подвески.

В работе приведена методика определения указанных коэффициентов для каждой подвески; по этой методике находят а'₁, а'₂, а'₃, а₁, а₂, а₃:

a₁=1/β²a'₁; a₂=1/β²a'₂; a₃=1/β²a'₃. (2.10)

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 (α+φ), (2.11)

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

Общую площадь (см²) контакта плашек с корпусом подвески рассчитывают по формуле:

S=πD∙h∙κ₂, (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 φ=arctg 0,18=10˚.

Предельная нагрузка Q_пр зависит от группы прочность стали по пределу текучести (σ_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=2,66σ_т lg (D_н/D_вн), (2.14)

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

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

Фланцы колонных головок рассчитывают на прочность по общепринятой формуле АзИНМАШа.

Q_пр=1,7kφσ_тh², (2.15)

Таблица 2.1 - Предельные нагрузки

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

Q_шп=π/4d²_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-δ) [D_н/D₀ D₀+δ/D_ш+ δ²₁/h² -1]; (2.17)

φ=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; δ - толщина шейки фланца, мм; δ₁ - 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 α/2 манжета должна иметь натяг ε:

ε=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 ε 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 δ=12 мм.

По формуле (2.7) определяют условие тонкостенности:

κ=δ/D_ср;

D_ср=D_н-δ=168-12=156 мм.

κ=12/156=0,076<0,2.

Определяем коэффициент равновесия:

β=⁴√3 (1-0,3)/√1∙6,5=0,4.

где μ=0,3 - коэффициент Пуассона; δ-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;

β·а=0,4·11,9=4,76.

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

а¹₁=0,374; а¹₂=0,291; а¹₃=2,305.

По формулам (2.10) определяют коэффициенты:

а₁=1/0,4²·0,374=2,34;

а₂=1/0,4²·0,291=1,82;

а₃=1/0,4²·2,305=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:
'₁=πD₁h₁;

Площадь контакта второй конической поверхности:

S'₂=πD₂h₂,

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;₂=50/cos 25=55,5 мм.

Таким образом:

S'₁=3,14· 6,75 · 42=890 cм²;

S'₂=3,14 · 5,55 · 40,5=700 см².

Общая площадь контакта:

S'=S'₁+S'₂=890+700=1590 см².

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 cм².

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/см².

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

Теперь определяем:

φ=аrctg f= arctg 0,18=10˚.

Итак, предельная расчетная нагрузка для труб из стали марки «М» σ_т=75 кгс/мм².

Q_м=2·3,14·6,5·1,2·7500/0,704·2,34+0,207·1,82/(1+0,076)·√0,076·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, σ_т=0,6·55=33 кгс/мм².

[р_исп]=200 ·55 ·33/610=600 кгс/см².

Испытательное давление для первого крестовика равно 280 кгс/см², 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/см².

Запас прочности по предельному давлению составит:

_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.

.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=πD_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 ΔР_зат, которое должно быть достаточным для уплотнения соединения, влияние температуры горячей перекачиваемой среды Р_t, влияние веса отводящих манифольдов:

Р_эксп=Р_дав+ΔР_зат+Р_t+3Р_м, (2.21)

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

Р_дав+ΔР_зат= (πD²_ср/4) ·(Р_р+πD_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= Δt·h_ш·α/(h_ш/(Е_шΣf_ш)+h_p/(E_прΣf_пр), (2.23)

где Δt - разность температур фланца и шпилек; ˚С; h_ш - длина растягиваемой части шпилек; α - коэффициент теплового расширения материала шпилек для стали α=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:

σ = P_ш/f_ш ≤ σ_т/η, (2.27)

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

Допускаемые момент затяжки шпильки ключом:

М_кл= (0,04-0,07) σ_тd³, (2.28)

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

Расчетный момент затяжки шпильки:

М_кл.р=0,055σd³, (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 100ºС.

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 100ºС, 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+ΔР_зат=(πD_ср/4)·Р_р+πD_ср·b_эф·m·P_p=(3,14·108,9²/4)·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 η=1,5:

f_ш= P_ш/σ_т·η= 55048/360·10⁶·1,5= 463·10^-6 м².

Отсюда диаметр шпильки по впадине резьбы:

d'=√4fш/π= √463/0,785=24,3 мм.

Выберем диаметр шпильки:

d=d'+ 2h_p=24,3+2·1,5=27,3 мм.

Напряжение в шпильке:

σ_ш= 550480/452·10^-6=245,8·10⁶ Н/м²,

где площадь поперечного сечения шпильки по впадине резьбы:

f'_ш=0,785 (27-2·1,5)²=452 мм².

Допустимый момент затяжки шпильки (формула (2.28)):

М_кл=0,06·360·10⁶·27³·10^-9= 425 Н·м.

Расчётный момент затяжки (формула (2.29)):

Мкл р=0,055·243·10⁶·27³·10^-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 = ζ_вн.р· υ²_сж/2g. (2.31)

Потеря напора на внезапное расширение потока:

h_вн.р = ζ_вн.р·υ²₂/2g, (2.32)

где ζ_сж - коэффициент местного сопротивления при сжатии, отнесенный к скорости в сжатом сечении потока; ζ_вн.р - коэффициент местного сопротивления при внезапном расширении, отнесенный к скорости в расширенном сечении потока; υ_сж и υ₂ - скорости потока в сжатом и расширенном сечениях.

Потери напора по длине трубопровода вычисляют по формуле:

Δр =λ· (l/d)·(υ²/2g)·ρ, (2.33)

где Δр - потеря давления в м; l - длина трубопровода в м; d - диаметр трубопровода в м; υ - скорость продукта в м/с; ρ - плотность продукта в г/см³; λ - 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 см³/с.

Затем рассчитывают скорости потока продукта в различных сечениях по формуле:

υ = Q/ω,

где Q - расход в см³/с; ω - площадь сечения в см².

В сечении с диаметром 100,3 мм:

ω₁=πd²/4=0,785·10,03²= 78,97 см²,

υ₁=8700/78,97 = 110,2 см/с = 1,1 м/с

В сечении с диаметром 77,8 мм:

ω₂=0,785·7,78²= 47,5 см²,

υ₂=8700/47,5 = 183 см/с.

В сечение с диаметром 52 мм:

ω₃=0,785·5,2²=21,1 см²,

υ₃=8700/21,1=4,12 м/с=412 см/с.

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

h ^1-2 _вн.суж =ζ (υ₂-υ₁)²/2g,

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

ζ=(1-ω2/ω1)²= (1 - 47,5/78,97)² = 0,2,

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

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

h_{l 2-3}=λ·l/d·υ2/2g,

где λ - коэффициент гидравлического трения.

λ=0,11· (κ_э/d+68/Re)^1/4.

Число Рейнольдса для потока в трубе находят по формуле:

Re= υ·d/ν= 183·7,78/0,0092 =154754,

где ν =0,0092 см²/с - коэффициент кинематической вязкости жидкости.

Коэффициент эквивалентной абсолютной шероховатости k_э=0,2:

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

h_{l 2-3} =0,04 ·1,569·1,83²/0,0778·2·9,9 = 0,14 м.

Потери напора во фланцевом соединении:

h_фл =nζ_флυ²₂/2g,

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

h_фл=6·0,15·1,83²/2·9,8=0,15 м.

Потери напора в затворах задвижек:

h_з=zζυ²₂/2g,

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

h_з=3·0,12·1,83²/2·9,8=0,06 м.

Потери напора в колене на повороте:

h_кол=ζ_кол·υ²₂/2g,

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

При R/d = 5,5/5,5=1; ζ= 0,51; h_кол=0,51·1,83²/2·9,8= 0,09 м.

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

h_вн.суж= ζ(υ₃-υ₂)²/2g =0,12·(4,12-1,83)²/2·9,8 =0,032 м,

ζ=(ω₃/ω₂ -1)²= (21,1/47,5 -1)²=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.

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

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

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

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

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.