автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.13, диссертация на тему:Разработка модульной компоновки центробежного насоса с динамическим гасителем колебаний

т

1 " На пРавахРУкописи

Яхин Ренат Рустемович

РАЗРАБОТКА МОДУЛЬНОЙ КОМПОНОВКИ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА С ДИНАМИЧЕСКИМ ГАСИТЕЛЕМ КОЛЕБАНИЙ

Специальность 05.02.13 - «Машины, агрегаты и процессы»

(нефтегазовая отрасль)

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

5 дрр 2012

Уфа-2012

005020127

Работа выполнена в ФГБОУ ВПО «Уфимский государственный нефтяной технический университет» на кафедре «Механика и конструирование машин».

Научный руководитель доктор технических наук

ЗУБАИРОВ Сибагат Гарифович

Официальные оппоненты: ЛЯГОВ Александр Васильевич

доктор технических наук, доцент, Уфимский государственный нефтяной технический университет, профессор кафедры «Нефтегазопромысловое оборудование»

ЭПШТЕЙН Аркадий Рувимович кандидат технических наук, ГУП «ИПТЭР» РБ, ведущий научный сотрудник. Ведущая организация Институт «ТатНИПИнефть»

ОАО «Татнефть» им. В.Д. Шашина

Защита диссертации состоится 20 апреля 2012 года в 15:00 часов на заседании диссертационного совета Д 212.289.05 при Уфимском государственном нефтяном техническом университете по адресу: 450062, Республика Башкортостан, г. Уфа, ул. Космонавтов, 1.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГБОУ ВПО «Уфимский государственный нефтяной технический университет».

Автореферат разослан 20 марта 2012 г.

Ученый секретарь диссертационного совета, доктор технических наук

Ризванов Риф Гарифович

Актуальность работы

В настоящее время эксплуатация нефтяных скважин при помощи установок погружных центробежных насосов (УЭЦН) является в РФ одним из основных способов механизированной добычи нефти. Отсюда ясно, насколько экономически целесообразно поддержание продолжительных межремонтных периодов скважин с УЭЦН.

Модульная компоновка УЭЦН - это техническая система, включающая комплексы агрегатов, устройств и инструментов, предназначенных для управления устойчивой работой УЭЦН. Комплексы работают как отдельные модули, участвующие в сложных динамических процессах, происходящих в скважине.

Одной из причин отказов типа «полет» у модульной компоновки УЭЦН является усталостное разрушение соединительных элементов модулей из-за динамических колебаний, сопровождающихся также жесткими ударами погружного агрегата об эксплуатационную колонну.

Этот вид отказа является наиболее опасным, так как падение скважинного оборудования на забой скважины сопровождается повреждением агрегатов, узлов, заклиниванием упавшего оборудования в обсадной колонне, что делает его неремонтопригодным. Ликвидация таких аварий характеризуется прямыми затратами на подъем упавшего оборудования и восстановление забоя скважины, при этом существенно возрастают и экономические потери, связанные с вынужденным простоем скважины.

Для предотвращения «полетов» УЭЦН были разработаны различные технические средства: демпферы, гасители колебаний, противополетные устройства и так далее. Основной недостаток таких устройств - небольшой ресурс работы в скважинных агрессивных средах, сохранился.

Задача разработки компоновки центробежного насоса, включающей в себя специальные технические средства борьбы с колебательными процессами и способной работать с большим ресурсом в агрессивных скважинных средах, является актуальной.

Цель работы

Повышение работоспособности электроцентробежной насосной установки за счет включения в её компоновку модуля динамического гасителя колебаний.

Основные задачи исследований:

1. Анализ характерных отказов и неисправностей УЭЦН, методов оценки их технического состояния, а также способов борьбы с отказами, вызванными вибрацией.

2. Разработать модуль динамического гасителя колебаний для УЭЦН и вибростенд для его вибрационных испытаний.

3. Выполнить качественную и количественную идентификацию динамики компоновки как механической системы: построить математические модели колебательных систем компоновок УЭЦН с динамическим гасителем и без него.

4. Провести исследования модуля динамического гасителя колебаний на вибрационном стенде и динамических характеристик материалов вязкоупругого типа, работоспособных в скважинных условиях, на машине динамического нагружения Инстрон 8801. На основе полученных результатов разработать критерии к вязкоупругим свойствам материалов демпфера динамического гасителя колебаний УЭЦН.

5. Экспериментально исследовать взаимозависимость динамических параметров модульной компоновки УЭЦН и виброзащитных свойств динамического гасителя колебаний.

Методы решения задач

В работе использован комплекс методов, включающих аналитические, численные, стендовые исследования работы модуля динамического гасителя колебаний УЭЦН, статистические обобщения, а также синтез принципиально нового технического устройства в компоновку УЭЦН и технологии его применения.

Научная новизна

1. Аналитически решена задача, связанная с синтезом динамической компоновки электроцентробежной насосной установки модульного исполнения с динамическим гасителем колебаний, путем создания математической модели и исследования ее как динамической системы с линейными коэффициентами.

2. Стендовыми исследованиями полноразмерной модели динамического гасителя выявлены и определены критерии динамической устойчивости работы предлагаемой модульной компоновки УЭЦН в зависимости от диапазона рабочей частоты вращения погружного электродвигателя. Установлено, что для получения лучших виброизоляционных свойств демпфера динамического гасителя, выполненного из вязкоупругих материалов, при работе на низких частотах (от 13,5 до 23,5 Гц) необходимо обеспечить тангенс угла механических потерь в пределах от 0,372 до 0,574, а для работы в диапазоне высоких частот (от 23,5 до 50 Гц) - в пределах от 0,07 до 0,121.

3. Установлена полиноминальная зависимость виброскорости, замеренной в точке соприкосновения опорных элементов динамического гасителя колебаний с корпусом вибрационного стенда, от частоты вынужденных колебаний, плотности материала демпфера и величины возмущающей нагрузки.

Практическая ценность и реализация

1. Разработанный динамический гаситель колебаний модульной компоновки центробежного насоса и вибростенд для его исследований используются в учебном процессе при изучении студентами Уфимского государственного нефтяного технического университета направления 130500 «Нефтегазовое дело» дисциплин «Детали машин» и «Теория механизмов и машин».

2. На основе результатов испытаний на вибростенде и на машине динамического нагружения «Инстрон 8801» разработаны методические рекомендации по выбору марки нефтестойкой резины для динамического гасителя колебаний, которые вошли в «Методику подбора марки резиновой смеси для изготовления демпфирующих устройств», внедренную в ООО НПФ «РТП» в декабре 2010 года.

Апробация результатов исследований

Основные положения диссертационной работы докладывались на 14-й международной научно-технической конференции «Проблемы строительного комплекса России» (г. Уфа, 2010), научно-практической конференции «Проблемы и методы обеспечения надежности и безопасности систем транспорта нефти, нефтепродуктов и газа» (г. Уфа, 2010), 4-й научно-практической конференции молодых специалистов ООО «РН -УфаНИПИнефть» (г. Уфа, 2010), международной научно-практической конференции «Проблемы и методы обеспечения надежности и безопасности систем транспорта нефти, нефтепродуктов и газа» (г. Уфа, 2011), 7-й международной учебно-научно-практической конференции «Трубопроводный транспорт- 2011 » (г. Уфа, 2011).

Публикации

Основные положения диссертации изложены в восьми печатных работах, из них три статьи в изданиях из перечня Высшей аттестационной комиссии; получен патент на изобретение. На выполнение работы в 2009 году был получен грант Республики Башкортостан молодым ученым и молодежным научным коллективам.

Структура и объем работы

Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, основных выводов, списка использованной литературы из 109 наименований, содержит 155 страниц машинописного текста, включающего 41 рисунок, 36 таблиц и 4 приложения.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность рассматриваемой темы, сформулированы цель и основные задачи диссертационной работы, приведены её научная новизна и практическая ценность.

В первой главе дан анализ публикаций по теме диссертации, который показал, что основной причиной, приводящей к авариям типа «полет», является вибрация погружного оборудования.

Указано, что основными направлениями увеличения срока безаварийной работы оборудования является их своевременное диагностирование и применение различных способов и устройств, способствующих уменьшению вибрации УЭЦН.

Отмечено, что большой вклад в изучение причин отказов УЭЦН, способов их предотвращения и методов оценки их технического состояния внесли И.М. Алиев, В.Ф. Бочарников, С.Г. Бриллиант, И.Ш. Гарифуллин, В.Ю. Горохов, В.И. Дарищев, И.Р. Енгалычев, П.А. Загороднюк, В.Н. Ивановский, A.A. Ишмурзин, Н.М. Ишмурзина, А.Н. Китабоев, В.А. Котов, A.B. Кудрявцев, Р.Я. Кучумов, Д. Маркелов, H.H. Матаев, Х.Н. Музипов, В.М. Нагорный, Ю.В. Пахаруков, М.Н. Персиянцев, В.В. Петрухин, А.Б. Рублев, В.В. Сушков, Ш.В. Тукаев, К. Р. Уразаков, К.А. Ухалов, O.A. Чукчеев и др.

Вторая глава посвящена теоретическому исследованию влияния динамического гасителя колебаний на собственные частоты компоновки УЭЦН. С использованием теории колебания стержня и метода конечных элементов, исследовано поведение собственных частот математических моделей колебательных систем компоновок УЭЦН с динамическим гасителем и без него.

В отличие от известных моделей, в которых поведение оборудования описывается при действии продольных колебаний, предложенные в данной работе модели разрабатывались для исследования поперечных колебаний УЭЦН. За математическую модель компоновки УЭЦН принят металлический стержень, длина которого значительно превосходит поперечные размеры.

Расчет собственных частот математических моделей УЭЦН по теории колебаний стержня

По теории колебаний стержня уравнение свободных колебаний однородного стержня имеет вид

где р(х) - функция, устанавливающая закон распределения максимальных (амплитудных) отклонений точек оси стержня от равновесного расположения -форма главного колебания или собственная форма; р- собственная частота; а - начальная фаза колебаний.

Функция формы собственного колебания имеет вид:

где четыре произвольные постоянные С,,С2,С3,С4 находятся из краевых условий, то есть условий закрепления концов стержня; к - коэффициент, который подбирается таким образом, чтобы выполнялись краевые условия.

Подставляя значение к в следующее уравнение, находим собственную частоту

где Е - модуль упругости;

I - момент инерции поперечного сечения; Е1 - жесткость на прогиб; ц - масса единицы длины стержня.

Для нахождения собственных частот стержня были составлены программы в среде математического пакета БсПаЬ.

Краевые условия для стержня с незакрепленными свободными концами: верхнего конца стержня нижнего конца стержня

<р(хУ=С\ соэАх+С^ зіп£*+ сЬкх+С4 бііЬ:,

где I- длина стержня (м).

Для расчета собственных частот математической модели колебательной системы компоновки УЭЦН с динамическим гасителем принимается модель стержня с упруго закрепленным пружинами одним концом. В этой модели динамический гаситель представляется в виде двух пружин, расстояние между ними В определяется габаритами упруговязкого демпфера динамического гасителя. Краевые условия для стержня с упруго закрепленным одним концом: для первой пружины

0) = 0 | £/<Ч0) + Сопорр,(0) = 0/'

для второй пружины

ВД"(0) - сргт + Сопо/Л (Л) =01 = 0) Г

для свободного конца стержня

0?2)=0 }'

где Сопор - коэффициент жесткости вязкоупругого демпфера, который

определяется из линейной зависимости «силы сжатия - деформация», полученной в результате испытаний полноразмерной модели динамического гасителя колебаний с нагружением на сжатие. В качестве вязкоупругого материала демпфера были выбраны марки резины, наиболее работоспособные в скважинных условиях, применяемые в различного типа уплотнительных устройствах, пакерах, в парах трения и так далее.

Результаты расчетов собственных частот модели колебательной системы компоновки УЭЦН без динамического гасителя колебаний и с ним представлены в таблице 1.

Обычно считают, что влияние резонанса пренебрежимо мало, если рабочая частота отличается от собственной частоты не менее чем на 30%, то есть выполняется условие диапазона устойчивой работы 0,7 ■р>р7^> 1,3-/?.

Таблица 1- Собственные частоты модели колебательной системы компоновки УЭЦН по теории колебания стержня, Гц

Марка резины демпфера Форма собственных колебаний

1 2 3 4 5 6

Р-12 0,12 3,59 11,49 23,70 39,70 58,66

Р-26У 0,11 3,59 11,45 23,48 38,98 56,74

ДХ-23 0,11 3,59 11,45 23,48 39,05 56,83

Г-9304 0,10 3,57 11,45 23,36 38,62 55,88

Без гасителя 5,14 14,20 27,83 46,01 68,73 95,99

Эффективность применения модуля динамического гасителя колебаний в компоновке УЭЦН достигается уменьшением собственных частот, близких к резонансной, до значений, обеспечивающих ее устойчивую работу.

Из полученных результатов видно, что величина рабочей частоты УЭЦН (50 Гц) находится в зоне резонанса 4-й формы собственных колебаний стержня со свободными концами. После внедрения в компоновку УЭЦН модуля динамического гасителя колебаний величина 4-й формы собственных колебаний стержня уменьшилась и стала удовлетворять условию устойчивой работы. В таблице 2 показан результат от внедрения в компоновку УЭЦН динамического гасителя колебаний с демпфером из разных марок резины.

Таблица 2- Предельные значения диапазона устойчивой работы динамической модели компоновки УЭЦН

Марка резины демпфера Р собств > Гц Р раб > Гц Р собств > Гц Р собств 9 Гц

Без гасителя 46,01 59,81 32,21

ДХ-23 23,48 50 30,52 16,44

Р-26У 23,48 30,52 16,44

Г-9304 23,36 30,37 16,36

Р-12 23,70 30,81 16,590

Из таблицы 2 видно, что после внедрения динамического гасителя колебаний в компоновку УЭЦН модульного исполнения происходит

уменьшение величины собственной частоты для 4-й' формы собственных колебаний стержня до значения, выполняющего условие диапазона устойчивой работы, что говорит об эффективности использования динамического гасителя колебаний в компоновке УЭЦН

Расчет собственных частот математических моделей компоновок УЭЦН модульного исполнения методом конечных элементов

Исследование динамической устойчивости компоновок УЭЦН с применением динамического гасителя колебаний и без него проводилось с использованием программного продукта Боїіс^огкз.

За математическую модель компоновки УЭЦН без динамического гасителя колебаний принимаем металлический стержень.

За модель компоновки УЭЦН с динамическим гасителем колебаний приняли стержень, на один конец которого надета резиновая втулка. Для этой модели заданы краевые условия: резиновая втулка зафиксирована в плоскости, перпендикулярной оси стержня. Применяемые ■ кбШчныё элементы для решения данной задачи имеют тетраидальную форму; Результаты расчета показаны в таблице 3. : ■.•■■■■ . -

Сравнение значений частот собственных колебаний, полученных по теории колебания стержня и методом конечных элементов, показало хорошее совпадение.

Таблица 3- Собственные частоты модели колебательной системы компоновки УЭЦН по методу конечных элементов, Гц

' Марка резины Форма собственных колебаний

1 2 3 ■4 5

Р-12 0,42 3,93 12,18 25,07 42,60

Р-26У 0,34 3,83 12,06 24,94 42,45

ДХ-23 0,35 3,84 , 12,06 24,94 42,45

Г-9304 0,31 3,80 12,02 24,89 42,39

Без гасителя 5,28 14,54 28,48 47,03 70,18

В третьей главе приведен анализ технических средств борьбы с вибрационными нагрузками УЭЦН.

Опыт эксплуатации УЭЦН показал, что из-за усталостного разрушения соединительных элементов модулей вследствие большой амплитуды колебаний и жестких ударов погружного агрегата об эксплуатационную колонну происходит распадение скважинного оборудования на отдельные части с падением («полетом») на забой скважины. «Полет» является наиболее опасным видом отказа, так как падение скважинного оборудования на забой скважины сопровождается повреждением агрегата, узлов, что делает его неремонтопригодным. Ликвидация таких аварий относится к категории капитального подземного ремонта скважин и характеризуется значительными объемами работ по подъему упавшего оборудования и восстановлению забоя скважины и длительностью простоя скважины.

Для борьбы с расчленением и с «полетами» УЭЦН производственниками, конструкторами и учеными предложены различные решения. Краткий обзор наиболее удачных из них и прошедших испытания в нефтедобывающей отрасли приведен в диссертационной работе.

В результате анализа известных конструкций установлено, что проблема с «полетами» все еще полностью не решена и актуальна. На основе анализа и теоретического исследования, изложенного выше, создана авторская конструкция динамического гасителя колебаний вязкоупругого типа в виде автономного модуля (патент № 2386055 РФ), применение которого в компоновке УЭЦН позволит повысить ее работоспособность за счет:

- уменьшения амплитуды колебаний погружного агрегата, а значит и амплитуды напряжений;

- смягчения ударов погружного агрегата об обсадную колонну.

В случае расчленения погружного агрегата модуль динамического гасителя колебаний удерживает его на глубине установки, не допуская падения, то есть играет роль якоря или противополетного устройства. Так как наиболее часто расчленение УЭЦН происходит в месте соединения агрегата с НКТ, то предпочтительно устанавливать динамический гаситель колебаний в этом

соединении. Конструкция динамического гасителя колебаний позволяет устанавливать его, при необходимости между модулями погружного агрегата.

Модуль динамического гасителя колебаний (рисунок 1) включает корпус 1, снабженный на концах резьбами для присоединения модулей 2 УЭЦН и расточками 3, образующими дифференциальный цилиндр, соответствующий по диаметрам дифференциальному полому поршню 4 и снабженный продольными окнами 5, в которых размещены с запасом осевого хода опорные элементы 6 в виде рычагов со шлипсами, выполненными с внутренними коническами расточками, вязкоупругай демпфер 7, выполненный с наружной конической поверхностью.

Модуль динамического гасителя колебаний работает следующим образом.

После спуска погружного агрегата в добывающую скважину на требуемую глубину динамического гасителя колебаний в транспортном состоянии, включением насоса создается давление, которое, действуя на дифференциальный полый поршень 4 динамического гасителя колебаний, перемещает его на величину осевого хода вверх. В свою очередь дифференциальный полый поршень 4 перемещает кинематически связанные с ним опорные элементы 6 в виде рычагов со шлипсами, надвигая их своей внутренней конической расточкой на наружную коническую поверхность вязкоупругого демпфера 7. Из-за этого шлипсы опорных элементов 6, расположенные в продольных окнах 5 корпуса 1, выдвигаются до упора в обсадную трубу и фиксируют погружной агрегат в радиальных и осевых направлениях, т.е. динамический гаситель колебаний приводится в рабочее состояние (рисунок 16). При необходимости подъема агрегата выключают насос и через спускной клапан стравливают жидкость из насосно-компрессорных труб в затрубное пространство. В результате дифференциальный полый поршень 4 полностью разгружается от гидравлической осевой силы и под действием силы тяжести перемещается вниз, увлекая с собой опорные элементы б в виде рычагов со шлипсами, за счет чего шлипсы рычагов утапливаются в продольных окнах 5 корпуса 1 и динамический гаситель колебаний этим приводится в нерабочее, транспортное состо-

яние (рисунок 1а), а, следовательно, погружной агрегат освобождается и может беспрепятственно извлекаться из скважины.

Рисунок 1 - Модуль динамического гасителя колебаний: а - неработающее (транспортное) состояние, б - рабочее состояние

Таким образом, динамический гаситель колебаний позволяет гасить ударные нагрузки за счет упругих деформаций демпфера и уменьшать амплитуду поперечных колебаний, и, следовательно, уменьшать усталостные изгибные напряжения в соединительных элементах модулей агрегата. Использование в конструкции динамического гасителя колебаний демпфера из термостойких и нефтестойких марок резин гарантирует приемлемую наработку на отказ в скважинных условиях.

Четвертая глава посвящена исследованию демпфирующих свойств динамического гасителя колебаний, Для этого была изготовлена полноразмерная модель динамического гасителя колебаний, разработан и изготовлен вибрационный стенд для ее испытаний (рисунок 2).

Вибрационный стенд позволяет измерять величину вибрации:

- при разных скоростях вращения вибронагружающего устройства;

при разной величине дисбаланса вибронагружающего устройства; при изменении осевого усилия на дифференциальном полом поршне.

Рисунок 2 - Схема вибрационного стенда

Вибрационный стенд представляет собой раму 1, установленную на пьедестале 2, на которой закреплен корпус 3, выполненный из обсадной трубы. Для изолирования пьедестала от вибрационной нагрузки, передаваемой через раму, между ними установлены резиновые амортизаторы 4. Стенд снабжен съемным нагружающим устройством для создания осевой силы и вибронагружающим устройством. Вибронагружающее устройство состоит из электродвигателя 5, ременной передачи 6 с многоручьевым ведущим шкивом 7, закрепленным на валу электродвигателя и ведомым многоручьевым шкивом 8, установленным на подшипниках 9 на невращающейся оси 10. Ведомый многоручьевой шкив 8 снабжен грузиками с возможностью установки их под разными углами. Съемное нагружающее устройство состоит из опоры 11, толкателя 12 с возможностью осевого хода, нажимного болта 13, с помощью которого создается осевое усилие в устройстве, динамометра 14 для измерения этого усилия с индикатором часового типа, вкладыша 15. Перед началом испытаний с помощью нажимного болта 13 съемного нагружающего устройства на дифференциальном полом поршне создается осевое усилие, величина которого регистрируется индикатором часового типа динамометра 14. После запуска электродвигателя 5 вибрация, возникающая за счет искусственно созданного дисбаланса ведомого шкива 8, через ось 10 передается корпусу динамического гасителя колебаний 16, а затем через дифференциальный полый поршень 17 и опорные элементы 18 корпусу 3 стенда. Вибрация корпуса 3 стенда регистрируется виброанализатором Корсар++.

Замер вибрации на стенде производится в точках соприкосновения опорных элементов 18 с корпусом 3 стенда (поз. А).

Величину вибрации на стенде можно регулировать, изменяя затяжку нажимного болта 13 и (или) изменяя дисбаланс вибронагружающего устройства, который зависит от массы грузиков, угла их установки, скорости вращения. При сближении грузиков друг к другу дисбаланс увеличивается и достигает максимума при максимальном сближении. Скорость вращения ведомого

шкива изменяется путем смены рабочих ручьев на шкивах двигателя и вибро-нагружающего устройства.

На описанном выше вибрационном стенде проводились испытания полноразмерной модели динамического гасителя колебаний с демпфером из трех марок резины: Р-12 (р - 2200 кг/м3), ДХ-23 (р = 1230 кг/м3), Г-9304 (р = 1150 кг/м3). Замер вибрации, осуществлялся путем регистрации виброскорости виброанализатором Корсар++. Виброскорость является наиболее характерным параметром, определяющим интенсивность вибрации, так как энергия вибрации в общем случае пропорциональна квадрату виброскорости. Замер виброскорости осуществлялся при постоянном осевом усилии. Испытания проводились в диапазоне возмущающих частот от 13,5 Гц до 50 Гц. Зависимости среднеквадратичных значений (СКЗ) виброскорости от частоты для трех искусственно созданных дисбалансов (1500 г-мм, 2720 г-мм, 3940 г-мм) показаны на рисунках 3-5.

Рисунок 3 - Зависимость СКЗ виброскорости динамического гасителя колебаний при дисбалансе, равном 1500 г-мм

10 15 20 25 , 30 35 40 -Л-РА2 -S-ДХЗЗ —»—Г-9304

«д-лх-гз М304

Рисунок 4 - Зависимость СКЗ виброскорости динамического гасителя колебаний при дисбалансе, равном 2720 г-мм

Ус, Ус, мм/сек мм/сек

-ЙгР-12 ''«•■Т-9304

Рисунок 5 - Зависимость СКЗ виброскорости динамического гасителя колебаний при дисбалансе, равном 3940 г-мм

Результаты испытаний на вибрационном стенде показали, что: величины виброскорости с возрастанием частоты колебаний увеличиваются; увеличение виброскорости происходит нелинейно;

- имеется экстремум виброскорости при частоте 34,6 Гц, что свидетельствует о близости режима к резонансному;

- с увеличением дисбаланса величина виброскорости увеличивается;

- на низких частотах от 13,5 до 23,5 Гц лучшие демпфирующие свойства показывает резина с более высокой плотностью (Р-12), а на высоких частотах от 23,5 до 50 Гц - резина с меньшей плотностью (Г-9304).

Для определения динамических характеристик резины проведены испытания на базе динамической испытательной машины Инстрон 8801. Испытания проводились в режиме заданной гармонической деформации в диапазоне частот от 1 до 50 Гц. Найден тангенс угла механических потерь (фактор потерь). Результаты представлены в виде зависимости тангенса угла механических потерь от частоты деформации (рисунок 6).

tgö 1.2 л

0 10 20 30 40 50

Р. Гц

НШ-ДХ-23 —ф—Г-9304

Рисунок 6 - Зависимость тангенса угла механических потерь от частоты деформации

Результаты испытаний на динамической испытательной машине Инстрон 8801 показали, что величины факторов потерь для всех исследуемых марок резин повышаются по мере увеличения плотности материалов во всем диапазоне изменений частоты деформации.

Рассмотрение изменений виброскорости динамического гасителя колебаний (рис. 3, 4 и 5) совместно с графиком рис. 6 показывает, что величина тангенса угла механических потерь резины характеризует эффективность дина-

мического гасителя колебаний во всем исследуемом диапазоне частот. Как видно из результатов экспериментов, на низких частотах (от 13,5 до 23,5 Гц) желательно обеспечить большой тангенс угла механических потерь, чтобы уменьшить амплитуду колебаний. Для этого следует применить в качестве вяз-коупругого материала резину с более высоким динамическим модулем упругости. Лучшие демпфирующие свойства в этом случае показывает резина марки Р-12, а худшие Г-9304.

На высоких же частотах (от 23,5 до 50 Гц) для получения наилучших виброизолирующих свойств у динамического гасителя колебаний необходимо использовать в качестве демпфера резину с малым тангенсом угла механических потерь, то есть с более низким динамическим модулем упругости. Лучшие демпфирующие свойства в этом случае показывает резина марки Г-9304.

Установленная взаимосвязь фактора потерь и виброскорости позволяет сделать вывод, что для выбора материала демпфера динамического гасителя колебаний достаточно руководствоваться величинами плотности материала и рабочей частоты, во всяком случае, в исследованном интервале плотности и частот.

Пятая глава посвящена построению статистической модели, учитывающей влияние трех независимых факторов (к = 3): плотности материала демпфера динамического гасителя колебаний (фактор л,), частоты вращения вибронагружающего устройства (фактор х2) и дисбаланса вибронагружаю-щего устройства (фактор х3) на виброскорость (функция отклика), замеренную в точке соприкосновения опорных элементов динамического гасителя колебаний с корпусом вибрационного стенда.

Для построения статистической модели применялись результаты проведенных испытаний, описанных в главе 4. Эти данные представляют собой генеральную совокупность с нормальным законом распределения, проверка которой критерием Стьюдента показала отсутствие грубых ошибок с достоверностью 0,95.

Для исследования влияния на виброскорость данных независимых факторов рассмотрены два диапазона частоты вращения вибронагружающего

20

устройства: первый - от 13,5 до 23,5 Гц; второй - от 25 до 50 Гц. Проведена проверка однородности дисперсий выборок рассматриваемых интервалов критерием Кохрена. Расчетные значения критерия Кохрена 0,223 (для первого интервала) и 0,394 (для второго интервала) подтвердили выполнение гипотезы об однородности дисперсий, так как они меньше табличного значения для 5 % -го уровня значимости (0,431).

Для этих диапазонов частот вынужденных колебаний были получены уравнения регрессии в виде полиномов: для первого интервала

у\ = 1,5125-0,2725*] + 0,7675*2 + 0,6675х3 -0,0975ж1ж2 - (1)

0,1275^*3 + 0,5025*2*3 -0,0525*,*2*3 > для второго интервала

у1 = 9,7675 +1,5425*! + 7,3775*2 + З,8775*3 +1,0825*,*2 + (2)

+ 0,9125*!*3 + 2,5975*2*з + 0,6225*,*2х3.

Анализ коэффициентов уравнений регрессии (1,2) показывает, что:

- с увеличением частоты вынужденных колебаний влияние всех факторов на виброскорость увеличивается;

- по степени влияния на виброскорость факторы располагаются в следующем порядке по возрастанию: плотность резинового демпфера динамического гасителя колебаний, величина дисбаланса вибронагружающего устройства, частота вращения вибронагружающего устройства;

- все коэффициенты в уравнении регрессии первого интервала имеют положительное значение, кроме коэффициента перед фактором плотности резинового демпфера;

- все коэффициенты в уравнении регрессии второго интервала имеют положительное значение;

- увеличение как частоты вращения, так и дисбаланса вибронагружающего устройства в двух исследуемых диапазонах приводят к увеличению виброскорости.

Таким образом, резина с увеличением плотности на низких частотах повышает свои демпфирующие свойства, тем самым увеличивает свое отрицательное влияние на виброскорость. А на высоких частотах резина с увеличением плотности положительно влияет на виброскорость. Это означает, что для увеличения демпфирующих свойств резины и уменьшения виброскорости на высоких частотах следует уменьшить плотность резины.

Основные выводы по работе

1. В результате анализа технических решений по борьбе с отказами УЭЦН установлена необходимость разработки новых универсальных методов и устройств, использование которых позволит уменьшить риск возникновения аварий типа «полет».

2. Разработаны компоновка электроцентробежной насосной установки модульного исполнения с динамическим гасителем колебаний вязкоупругого типа (патент №2386055 РФ) и стенд для изучения виброизолирующих свойств динамического гасителя колебаний.

3. Выполнено аналитическое решение задачи, связанной с синтезом компоновки электроцетробежной насосной установки модульного исполнения с динамическим гасителем колебаний, путем создания математической модели поперечных колебаний УЭЦН и исследования ее как динамической системы с линейными коэффициентами. На основании этого решения проведено обоснование использования динамического гасителя колебаний в составе компоновки УЭЦН для увеличения ее работоспособности.

4. На основании результатов исследования полноразмерной модели динамического гасителя на вибрационном стенде с учетом полученных зависимостей динамического модуля упругости при сжатии и тангенса угла механических потерь (фактора потерь) от скорости нагружения для разных марок резин определены критерии динамической устойчивости работы предлагаемой модульной компоновки УЭЦН в зависимости от диапазона рабочей частоты вращения погружного электродвигателя. Установлено, что для улучшения виброизоляционных свойств демпфера динамического гасителя, выполненного

22

из вязкоупругих материалов, при работе на низких частотах (от 13,5 до 23,5 Гц) необходимо обеспечить тангенс угла механических потерь в пределах от 0,37 до 0,57, а для работы в диапазоне высоких частот (от 23,5 до 50 Гц) - в пределах от 0,07 до 0,12.

Установленная взаимосвязь тангенса угла механических потерь и виброскорости позволяет сделать вывод, что для выбора марки резины для демпфера динамического гасителя колебаний достаточно руководствоваться величинами плотности вязкоупругих материалов (марки резины) и рабочей частоты, во всяком случае, в исследованном интервале плотности и частот.

5. Разработана статистическая модель с полиноминальной зависимостью виброскорости, замеренной в точке соприкосновения опорных элементов динамического гасителя колебаний с корпусом вибрационного стенда, от частоты вынужденных колебаний, плотности материала демпфера и величины возмущающего дисбаланса. Установлено, что увеличение плотности материала демпфера на низких частотах вынужденных колебаний (от 13,5 до 23,5 Гц) увеличивает виброизолирующие свойства, уменьшая величину виброскорости. А на высоких частотах вынужденных колебаний (от 25 до 50 Гц) с увеличением плотности материала демпфера величина виброскорости увеличивается. Это означает, что для увеличения виброизолирующих свойств материала демпфера и уменьшения виброскоросш на высоких частотах вынужденных колебаний следует уменьшить его плотность.

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ДИССЕРТАЦИИ ОПУБЛИКОВАНЫ В СЛЕДУЮЩИХ РАБОТАХ:

1 Яхин, Р. Р. Исследование компенсирующих возможностей виброкомпенсатора поперечных колебаний установок электроцентробежных насосных / Р. Р. Яхин, Ф. Г. Халимов, С. Г. Зубаиров, А. А. Умрихин, И. А. Салихов // Нефтегазовое дело. Вып. 2- Уфа- 2009.Том 7 - № 2. - С. 77-80.

2 Зубаиров, С. Г. Стенд для виброиспытаний компенсатора колебаний установок электроцентробежных насосных / С. Г. Зубаиров, Р. Р. Яхин, Ф. 1. Халимов, И. А.Салихов II Электронный научный журнал "Нефтегазовое дело". №3. - 2011. - С. 318-322. - http: //www.ogbus.ru/authors/ Zubairov / Zubairov _l.pdf.

3 Яхин, Р. Р. Исследование демпфирующих свойств компенсатора колебаний УЭЦН на специализированных стендах / Р. Р. Яхин, С. Г. Зубаиров, А. Н.

Ермоленко 11 Вестник УГАТУ. -Уфа: изд-во УГАТУ. - 2011.Т.15, N° 4(44) -С. 116-119.

4 Пат. 2386055 РФ. F04D 13/10, F04D 29/62. Установка электроцентробежная насосная / С. Г. Зубаиров, Р. Р. Яхин, И. А. Салихов, Ф. Г. Халимов, А .А. Умрихин. - № 2008122308; заявлено 10.12.2009; Опубл. 10.04.2010 // Бюл 2010. №10. 6 с.

5 Зубаиров, С. Г. Повышение работоспособности труб УЭЦН применением виброкомпенсатора / С. Г. Зубаиров, Р. Р. Яхин, Ф. Г. Халимов // Проблемы строительного комплекса России: материалы XIV Международной научно-технической конференции при XIV специализированной выставке «Строительство. Коммунальное хозяйство. Энергосбережение - 2010».— Т.2/ Редкол.: Виноградов Д.А. и др.- Уфа: УГНТУ. - 2010. - С. 61.

6 Яхин, Р. Р. Исследование влияния компенсатора па частоту собственных колебаний электроцентробежных насосных установок / Р. Р. Яхин, С. Г. Зубаиров, Ф. Г. Халимов // Проблемы и методы обеспечения надежности и безопасности систем транспорта нефти, нефтепродуктов и газа. Проблемы и методы рационального использования нефтяного попутного газа: Материалы научно-практических конференций - Уфа. - 2010. - С. 70-73.

7 Яхин, Р.Р. Разработка компенсатора поперечных колебаний УЭЦН // Материалы IV научно-технической конференции молодых специалистов ООО «РН- УфаНИПИнефть» - Уфа: Вагант. - 2010. - С. 118 - 121.

8 Яхин, P.P. Исследование динамических свойств резины компенсатора колебаний установки электроцентробежных насосов / Р. Р. Яхин, С. Г. Зубаиров // Проблемы и методы обеспечения надежности и безопасности систем транспорта нефти, нефтепродуктов и газа: Материалы XIX Международной специализированной выставки. - Уфа. - 2011. - С. 349 - 350.

9 Зубаиров, С. Г. Обработка результатов вибрационных испытаний методом полного факторного эксперимента / С. Г. Зубаиров, Р. Р. Яхин // Материалы VII Международной учебно-научно-практической конференции «Трубопроводный транспорт- 2011» - Уфа. - 2011. - С. 201 - 203.

Подписано в печать 19.03.2012. Бумага офсетная. Формат 60x84 '/і6. Гарнитура «Тайме». Печать трафаретная. Усл. печ. л. 1. Тираж 90. Заказ 33.

Типография Уфимского государственного нефтяного технического университета

Адрес издательства и типографии: 450062, Республика Башкортостан, г. Уфа, ул. Космонавтов, 1

61 12-5/3506

На правах рукописи

ЯХИН РЕНАТ РУ СТЕМОВИЧ

РАЗРАБОТКА МОДУЛЬНОЙ КОМПОНОВКИ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА С ДИНАМИЧЕСКИМ ГАСИТЕЛЕМ КОЛЕБАНИЙ

Специальность 05.02.13 - Машины, агрегаты и процессы

(нефтегазовая отрасль)

ДИССЕРТАЦИЯ

на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель доктор технических наук,

С.Г.Зубаиров

Уфа 2012

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ 4

1. ОБЗОР ЛИТЕРАТУРНЫХ ИСТОЧНИКОВ 9

1.1 Анализ причин появлений отказов установки электроцентробежной насосной д

1.2 Анализ работ, описывающих существующие методы оценки технического состояния установок

электроцентробежных насосных 15

1.3 Способы борьбы с отказами, вызванными вибрацией установок электроцентробежных насосных 19 Вывод по первой главе 23

2. РАСЧЕТ СОБСТВЕННЫХ КОЛЕБАНИЙ УСТАНОВКИ ЭЛЕКТРОЦЕНТРОБЕЖНОЙ НАСОСНОЙ 24

2.1 Расчет собственных частот поперечных колебаний математической модели УЭЦН по теории колебаний стержня 24

2.2 Расчет собственной частоты колебаний стержня со свободными концами 30

2.3 Механические характеристики динамического гасителя колебаний 34

2.3.1 Испытание динамического гасителя колебаний с демпфером из резины на жесткость 3 5

2.3.2 Расчет модуля упругости 4 \

2.4 Расчет собственных частот колебания электроцентробежной насосной установки модульного исполнения с гасителем колебаний вязкоупругого типа по

теории колебаний стержня 43

2.5 Исследование поведения компоновок УЭЦН с динамическим гасителем колебаний и без него методом

конечных элементов 45

Вывод по второй главе 53

3. АНАЛИЗ ТЕХНИЧЕСКИХ СРЕДСТВ БОРЬБЫ С ВИБРАЦИОННЫМИ НАГРУЗКАМИ УЭЦН 54

3.1. Виды гасителей колебаний 54

3.2 Виды якорей 69

3.3 Разработка гасителя колебаний вязкоупругого типа электроцентробежной насосной установки модульного исполнения 73 Вывод по третьей главе 77

4. ПРАКТИЧЕСКОЕ ИЗУЧЕНИЕ ДЕМПФИРУЮЩИХ СВОЙСТВ ДИНАМИЧЕСКОГО ГАСИТЕЛЯ КОЛЕБАНИЙ УЭЦН 78

4.1 Исследование динамических свойств демпфера динамического гасителя колебаний УЭЦН 78

4.2 Вибрационный стенд для испытаний динамического

гасителя колебаний УЭЦН 85

4.3 Анализ полученных результатов испытаний на вибрационном стенде 90 Вывод по четвертой главе 102

5. СТАТИСТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЕЗУЛЬТАТОВ ВИБРАЦИОННЫХ ИСПЫТАНИЙ 103

5.1 Проверка гипотезы о нормальном распределении

результатов испытаний ЮЗ

5.2 Обработка результатов вибрационных испытаний методом полного факторного эксперимента 107 Вывод по пятой главе 126

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ 127

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК 129

ПРИЛОЖЕНИЯ 142

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность работы

В настоящее время эксплуатация нефтяных скважин при помощи установок погружных центробежных насосов (УЭЦН) является в РФ одним из основных способов механизированной добычи нефти. Отсюда ясно, насколько экономически целесообразно поддержание продолжительных межремонтных периодов скважин с УЭЦН.

Модульная компоновка УЭЦН - это техническая система, включающая комплексы агрегатов, устройств и инструментов, предназначенных для управления устойчивой работой УЭЦН. Комплексы работают как отдельные модули, участвующие в сложных динамических процессах, происходящих в скважине.

Одной из причин отказов типа «полет» у модульной компоновки УЭЦН является усталостное разрушение соединительных элементов модулей из-за динамических колебаний, сопровождающихся также жесткими ударами погружного агрегата об эксплуатационную колонну.

Этот вид отказа является наиболее опасным, так как падение скважинного оборудования на забой скважины сопровождается повреждением агрегатов, узлов, заклиниванием упавшего оборудования в обсадной колонне, что делает его неремонтопригодным. Ликвидация таких аварий характеризуется прямыми затратами на подъем упавшего оборудования и восстановление забоя скважины, при этом существенно возрастают и экономические потери, связанные с вынужденным простоем скважины.

Для предотвращения «полетов» УЭЦН были разработаны различные технические средства: демпферы, гасители колебаний, противополетные устройства и так далее. Основной недостаток таких устройств - небольшой ресурс работы в скважинных агрессивных средах, сохранился.

Задача разработки компоновки центробежного насоса, включающей в себя специальные технические средства борьбы с колебательными процессами и способной работать с большим ресурсом в агрессивных скважинных средах, является актуальной.

Цель работы

Повышение работоспособности электроцентробежной насосной установки за счет включения в её компоновку модуля динамического гасителя колебаний.

Идея работы

Включить в состав УЭЦН динамический гаситель поперечных колебаний, уменьшающий амплитуду колебаний и силу взаимодействия (удара) погружного оборудования об обсадную трубу.

Основные задачи исследований:

1. Анализ характерных отказов и неисправностей УЭЦН, методов оценки их технического состояния, а также способов борьбы с отказами, вызванными вибрацией.

2. Разработать модуль динамического гасителя колебаний для УЭЦН и вибростенд для его вибрационных испытаний.

3. Выполнить качественную и количественную идентификацию динамики компоновки как механической системы: построить математические модели колебательных систем компоновок УЭЦН с динамическим гасителем и без него.

4. Провести исследования модуля динамического гасителя колебаний на вибрационном стенде и динамических характеристик материалов вязкоупругого типа, работоспособных в скважинных условиях, на машине динамического нагружения Инстрон 8801. На основе полученных результатов разработать критерии к вязкоупругим свойствам материалов демпфера динамического гасителя колебаний УЭЦН.

5. Экспериментально исследовать взаимозависимость динамических параметров модульной компоновки УЭЦН и виброзащитных свойств динамического гасителя колебаний.

Методы решения задач

В работе использован комплекс методов, включающих аналитические, численные, стендовые исследования работы модуля динамического гасителя колебаний УЭЦН, статистические обобщения, а также синтез принципиально нового технического устройства в компоновку УЭЦН и технологии его применения.

Научная новизна

1. Аналитически решена задача, связанная с синтезом динамической компоновки электроцентробежной насосной установки модульного исполнения с динамическим гасителем колебаний, путем создания математической модели и исследования ее как динамической системы с линейными коэффициентами.

2. Стендовыми исследованиями полноразмерной модели динамического гасителя выявлены и определены критерии динамической устойчивости работы предлагаемой модульной компоновки УЭЦН в зависимости от диапазона рабочей частоты вращения погружного электродвигателя. Установлено, что для получения лучших виброизоляционных свойств демпфера динамического гасителя, выполненного из вязкоупругих материалов, при работе на низких частотах (от 13,5 до 23,5 Гц) необходимо обеспечить тангенс |угла механических потерь в пределах от 0,372 до 0,574, а для работы в диапазоне высоких частот (от 23,5 до 50 Гц) - в пределах от 0,07 до 0,121.

3. Установлена полиноминальная зависимость виброскорости, замеренной в точке соприкосновения опорных элементов динамического гасителя колебаний с корпусом вибрационного стенда, от частоты вынужденных колебаний, плотности материала демпфера и величины возмущающей нагрузки.

Основные защищаемые положения

1. Конструктивное исполнение модуля динамического гасителя колебаний погружного оборудования УЭЦН.

2. Критерии динамической устойчивости работы модульной компоновки УЭЦН с динамическим гасителем колебаний в зависимости от диапазона рабочей частоты вращения погружного электродвигателя.

3. Статистическая модель зависимости виброскорости, замеренной в точке соприкосновения опорных элементов динамического гасителя колебаний с корпусом вибрационного стенда, от частоты вынужденных колебаний, плотности материала демпфера и величины возмущающей нагрузки разработанная на основании полученных экспериментальных результатов на вибростенде.

Практическая ценность и реализация результатов работы

1. Разработанный динамический гаситель колебаний модульной компоновки центробежного насоса и вибростенд для его исследований используются в учебном процессе при изучении студентами Уфимского государственного нефтяного технического университета направления 130500 «Нефтегазовое дело» дисциплин «Детали машин» и «Теория механизмов и машин».

2. На основе результатов испытаний на вибростенде и на машине динамического нагружения «Инстрон 8801» разработаны методические рекомендации по выбору марки нефтестойкой резины для динамического гасителя колебаний, которые вошли в «Методику подбора марки резиновой

смеси для изготовления демпфирующих устройств», внедренную в ООО НПФ «РТП» в декабре 2010 года.

Апробация работы

Основные положения диссертационной работы докладывались на 14-й международной научно-технической конференции «Проблемы строительного комплекса России» (г. Уфа, 2010), научно-практической конференции «Проблемы и методы обеспечения надежности и безопасности систем транспорта нефти, нефтепродуктов и газа» (г. Уфа, 2010), 4-й научно-практической конференции молодых специалистов ООО «РН -УфаНИПИнефть» (г. Уфа, 2010), международной научно-практической конференции «Проблемы и методы обеспечения надежности и безопасности систем транспорта нефти, нефтепродуктов и газа» (г. Уфа, 2011), 7-й международной учебно-научно-практической конференции

«Трубопроводный транспорт- 2011» (г. Уфа, 2011).

Публикации

Основные положения диссертации изложены в восьми печатных работах, из них три статьи в изданиях из перечня Высшей аттестационной комиссии; получен патент на изобретение. На выполнение работы в 2009 году был получен грант Республики Башкортостан молодым ученым и молодежным научным коллективам.

Структура и объем работы

Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, основных выводов, списка использованной литературы из 109 наименований, содержит 155 страниц машинописного текста, включающего 41 рисунок, 36 таблиц и 4 приложения.

1 ОБЗОР ЛИТЕРАТУРНЫХ ИСТОЧНИКОВ

Изучением причин отказов УЭЦН, способов их предотвращения, а также методов оценки технического состояния УЭЦН занимались многие ученые: A.A. Ишмурзин, В.Ф. Бочарников, Д. Маркелов, М.Н. Пернсиянцев, К.А. Ухалов, Р.Я. Кучумов, Н.М. Ишмурзина, В.А. Котов, И.Ш. Гарифуллин, Ш.В. Тукаев, O.A. Чукчеев, A.B. Лягов [14], А.Б. Рублев, В.В. Сушков, Ю.В. Пахаруков, В.В. Петрухин, В.Н. Ивановский, И.М. Алиев, A.B. Кудрявцев, И.Р. Енгалычев, А.Н. Китабоев, В.И. Дарищев, А.Р. Эпштейн [38], С.Г. Бриллиант, В.М. Нагорный, H.H. Матаев, П.А. Загороднюк, И.А. Кудрявцев, В.Ю. Горохов, Х.Н. Музипов [54], P.P. Сафиуллин, Ю.Г. Матвеев, Е.А. Бурцев [87], K.P. Уразаков, Н.Я. Багаутдинов, З.М. Атнабаев [95] и другие.

1.1 Анализ причин появлений отказов установки электроцентробежной насосной

Как известно, аварии УЭЦН типа «полет» являются одними из самых финансово затратных, приводящие в большинстве своем, к полной потери рабочего состояния погружного оборудования. Их появление вызвано ослаблением крепежных элементов модулей из-за больших вибрационных нагрузок погружного оборудования. Причины вибрации могут быть разными.

В работе [11] отмечается, что на УЭЦН влияет радиальная и осевая вибрация. Радиальная вибрация определяет работоспособность и долговечность радиальных подшипников. С увеличением зазора в результате износа трущейся пары радиальная вибрация ускоряет износ радиальных подшипников, сокращает срок службы погружного насоса. Причиной аварий типа «полет» является усталостное разрушение металла (усталостный излом), вызванное действием повторно-переменных нагрузок. Эти нагрузки возникают из-за осевой вибрации, которая не зависит от наклона агрегата в скважине, режима работы и износа радиальных подшипников. Источником

ее является существующая серийная конструкция входного модуля и для ее уменьшения следует создать виброгасящие конструкции входного модуля или отказаться от него и перенести его в нижнюю часть секции насоса или верхнюю протектора.

В [78] представлен анализ отказов, который показывает, что чаще всего в насосной установке происходит повреждение элемента, влекущее за собой внезапное прекращение подачи и увеличение вибрации, вследствие постепенного износа различных деталей: шайб рабочих колес, поверхностей буртов направляющих аппаратов, наружных поверхностей защитных втулок, поверхности внутреннего диаметра ступицы направляющего аппарата, поверхностей подшипников, поверхностей шайб пяты, опорной поверхности диска подпятника насоса.

Согласно исследованиям, приведенным в работах [43, 74], основными отказами, причинами которых стал подъем оборудования, являются эксплуатационные отказы. Среди них выделяют: засорение приема насоса и рабочих органов механическими примесями, солеотложение, из-за которых увеличивается вибрация погружного насоса. Причинами этого является некачественная подготовка скважин к монтажу погружного оборудования и вынос горной породы из пласта при интенсивном отборе жидкости.

В работах [42, 96] отмечалось, что при повышении депрессии в период вывода скважин на режим, пуска после остановок, при эксплуатации вследствие изменившихся условий увеличивается содержание в добываемой продукции механических примесей, выносимых как из пласта в скважину, так и с забоя. При этом происходит абразивный износ трущихся поверхностей насоса. Часть механических примесей осаждается на рабочих органах погружных насосов, что нарушает нормальный режим откачки, увеличивает коэффициент трения и вибрацию насосов, а так же снижает дебит и увеличивает перетечки, и это ухудшает охлаждение электродвигателя, что приводит к повышению температуры погружной установки. В это время возрастает вероятность осаждения солей из пластовой

воды. Происходит отказ: в лучшем случае оплавление удлинителя, в худшем - «полет» ЭЦН.

Известно, что на вибрацию влияют не только частицы горной породы, выносимой с пласта в качестве механической примеси. Причиной ее также может стать неравномерное коррозионное разрушение. В работе [39] указывается, что осадки сульфида железа, приводящие к засорению рабочих органов ЭЦН - есть результат коррозионного воздействия на внутрискважинное оборудование, которое вызвано высокой обводненностью и содержанием солей в добываемой жидкости. Коррозионному разрушению в виде сквозных отверстий сильно подвержены НКТ, броня кабеля УЭЦН, рабочие поверхности направляющих аппаратов, рабочие колеса.

В [53, 101] авторами был проведен анализ, который показал, что основными причинами отказов установок, к которым относятся наиболее тяжелые случаи - «полеты», были следующие факторы: наличие механических примесей, агрессивная среда (наличие сероводорода) и повышенная вибрация секций погружного электронасоса (УЭЦН) или погружного электродвигателя (ПЭД). Основным источником вибрации является попадание в насос большого количества песка, причем износ, как правило, односторонний из-за наклонного положения установки в скважине. Кроме этого вибрация возникает в результате спуска УЭЦН в скважину с большими углами искривления ствола, что вызывает возникновение значительных напряжений изгиба при прохождении искривленных участков и, как следствие, к ослаблению затяжки крепежных деталей, деформации резьбы, изгибу болтов и шпилек. При подъеме из скважины УЭЦН вновь проходит участки повышенной кривизны, что разрушает ослабленные вибрацией крепежные детали либо корпусные соединения установки. При этом НКТ, расположенные ближе к насосу, воспринимают большую часть перегрузок, что, в конечном счете, может разрушить трубы, расположенные близко к насосу. Вышерасположенные НКТ обрываются из-за слома резьбовых соединений и нарушения технологии спускоподъемных операций.

В статье, посвященной использованию коррозионностойких УЭЦН [84], представлен процесс коррозионного разрушения насосов как совокупность электрохимического взаимодействия металла с агрессивной средой и механического воздействия. Последний выражается в разрушающем действии потока, зависящим от скорости движения.

В литературе указывается, что одной из причин возникновения вибрации является усталостное разрушение металла, которое вызывает износ узлов агрегата и «полет» скважинного оборудования на забой скважины. В качестве основных причин высоких уровней вибрационных нагрузок помимо эксплуатационных факторов также отмечают конструкционные, связанные с качеством изготовления, сборки и ремонтом ЭЦН.

Изучение причин, приводящих к падению скважинного оборудования на забой скважины, представлено в исследованиях Ишмурзина A.A.. Были рассмотрены эксплуатационные и конст