автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.13, диссертация на тему:Совершенствование буровых поршневых насосов

На правах рукописи

Г.

005049055

АБДЮКОВА РИМА ЯВДАТОВНА

Совершенствование тарельчатых клапанов буровых поршневых насосов

Специальность 05.02.13 - «Машины, агрегаты и процессы» (нефтегазовая отрасль)

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

31 ЯНВ 2013

Уфа-2013

005049055

Работа выполнена на кафедре «Нефтегазопромысловое оборудование» ФГБОУ ВПО «Уфимский государственный нефтяной технический университет».

Научный руководитель

Официальные оппоненты:

доктор технических наук Багаутдинов Наиль Явдатович

Бажайкин Станислав Георгиевич

доктор технических наук, профессор, ГУП «ИПТЭР», заместитель генерального директора

Тимашев Эдуард Олегович

кандидат технических наук, ООО «СамараНИПИнефть», заместитель генерального директора

Ведущая организация

«ТатНИПИнефть» ОАО «Татнефть» им.В.Д.Шашина

Защита состоится «15» февраля 2013 года в 16-00 на заседании диссертационного совета Д 212.289.05 при ФГБОУ ВПО «Уфимский государственный нефтяной технический университет» 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 января 2013 года.

Ученый секретарь

диссертационного совета Ризванов Риф Гарифович

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы

Достижение высокого уровня добычи нефти и газа на современном этапе реализуется увеличением глубины бурящихся скважин и созданием новых сырьевых баз в отдаленных и труднодоступных регионах. Особое место в процессе бурения, ремонта и освоения скважин занимают буровые и нефтепромысловые насосы. Они являются не только основными потребителями энергии, но и центральным звеном в функциональной схеме буровой установки, которое должно сохранять работоспособность в процессе всего срока проводки ствола скважины. Выход из строя буровых насосов приводит к потери циркуляции промывочной жидкости, что является причиной возникновения аварий и осложнений, ликвидация которых связана с большими материальными и временными затратами.

Усложнение технологии бурения нефтяных и газовых скважин и их капитального ремонта способствовало существенному увеличению рабочих параметров насосов, в первую очередь давления нагнетания. Это предопределило потребность в буровых насосах мощностью до 1000 кВт при давлении на выходе свыше 50 МПа.

Увеличение объемов добычи нефти и газа требует соответственно и повышения затрат на изготовление оборудования, его ремонт и техническое обслуживание. Одним из резервов роста производительности, снижения затрат на эксплуатацию оборудования является повышение его долговечности. Особое значение имеет обеспечение необходимого уровня работоспособности буровых насосов, так как от них во многом зависит качество проведения технологических операций, а значит и эффективность последующей эксплуатации нефтяных и газовых скважин. В среднем третья часть отказов буровой установки приходится на долю буровых насосов.

Работоспособность буровых поршневых насосов в основном определяют сменные детали гидравлической части: поршни, цилиндровые

втулки, клапаны, уплотнения. Использование абразивосодержащих и агрессивных рабочих сред при высоком давлении снижает и без того крайне низкий технический ресурс деталей гидравлической части насосов. В экстремальных условиях эксплуатации срок службы деталей гидравлической части иногда составляет десятки часов. Замена быстроизнашивающихся деталей требует наличия резервного насоса, значительных материальных и трудовых затрат с применением тяжелого ручного труда в экологически неблагоприятных условиях. Обеспечение требуемой долговечности узлов и деталей гидравлической части является одной из основных задач при проектировании насосов.

Одним из важных элементов гидравлической части насосов являются клапаны. Их функционирование во многом определяет степень совершенства конструкции насоса (высоту всасывания, величину объемного КПД и коэффициент подачи), динамику работы насосного агрегата (неравномерность крутящего момента на валах). Согласно нормативных требований, совершенствование конструкции и эффективность функционирования буровых насосов в основном сводится к ограничению механических и гидравлических потерь в насосе. Поэтому дальнейшие исследования в направлении поиска новых конструкторских и технологических решений, направленных на увеличение ресурса клапанов, представляются перспективными и актуальными, что позволит повысить технико-экономические показатели работы буровых насосов и процесса бурения в целом.

Цель диссертационной работы

Повышение эффективности эксплуатации буровых поршневых насосов совершенствованием конструкции тарельчатых клапанов путем уменьшения динамических нагрузок при ударной посадке тарели на седло.

Основные задачи исследований

1 Анализ условий эксплуатации буровых поршневых насосов и причин их отказов.

2 Оценка эффективности работы клапанов буровых поршневых насосов и анализ их износа.

3 Аналитические исследования динамики клапанов буровых поршневых насосов.

4 Экспериментальные исследования вибрации клапанов буровых поршневых насосов.

5 Разработка конструкции клапана бурового насоса с элементами виброзащиты.

Методы решения поставленных задач

Поставленные задачи решались путём экспериментальных и аналитических исследований с использованием апробированных методик. Обработка результатов проводилась с использованием современных математических методов, вычислительной техники. Научная новизна работы

1 Статистическим анализом характерных отказов буровых поршневых насосов установлено, что одной из причин низкого ресурса клапанов является их низкочастотная вибрация, возникающая при ударной посадке запорного элемента и обусловленная режимом работы насоса.

2 Выполнено аналитическое решение научной задачи, связанной с разработкой и исследованием математической модели клапанной коробки поршневого насоса как динамической системы с линейными коэффициентами демпфирования при продольных колебаниях в процессе передачи усилий от тарели клапана к седлу и корпусу насоса.

3 Аналитически установлена гиперболическая зависимость усилий в клапанной системе, возникающих при посадке тарели на седло, от модуля упругости уплотнительного эластомера.

4 Предложен алгоритм подбора эластомера клапана бурового насоса с точки зрения исключения вероятности появления резонансных колебаний в насосе, возникающих при ударной посадке тарели на седло клапана.

Основные защищаемые положения

1 Результаты теоретических и экспериментальных исследований динамики тарельчатых клапанов буровых поршневых насосов.

2 Рекомендации по выбору материала эластичного элемента для виброизоляции клапанов.

3 Технические решения, направленные на уменьшение усилий, передающихся от клапана корпусу насоса.

Практическая ценность работы

1 Разработан экспериментальный стенд для исследований вибрации клапанов буровых поршневых насосов.

2 Разработаны конструкции тарельчатых клапанов для буровых поршневых насосов, уменьшающие величину максимальных ударных усилий при посадке тарели на седло.

3 Разработано учебно-методическое пособие по изучению динамики клапанов бурового поршневого насоса 9МГр, используемое в учебном процессе Филиала Уфимского государственного нефтяного технического университета в г. Октябрьский при выполнении лабораторных работ по курсу «Техника и технология бурения нефтегазовых скважин» для студентов специальности 130602 «Машины и оборудование нефтяных и газовых промыслов».

Апробация работы Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на Межвузовских научно-технических конференциях «Проблемы нефтедобычи Волго-Уральского региона» (г. Уфа, 2000 г.) и «Нефть и газ - 2001: проблемы добычи, транспорта и переработки» (г.Уфа, 2001 г.), Международной научно-практической конференции «Нефтегазовые горизонты» (г. Москва, 2011 г.), научных семинарах кафедры нефтепромысловых машин и оборудования Октябрьского филиала и кафедры нефтегазопромыслового оборудования Уфимского государственного нефтяного технического университета.

Публикации по теме диссертации

Основное содержание диссертации опубликовано в 17 печатных трудах, в числе которых 4 статьи в ведущих рецензируемых научных журналах из перечня ВАК РФ и 2 патента РФ на полезную модель.

Структура и объем диссертации Диссертация состоит из введения, четырех глав, основных выводов, списка использованной литературы из 112 наименований; содержит 142 страницы машинописного текста, 27 рисунков, 13 таблиц и 3 приложения.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении раскрыта актуальность темы диссертации, сформулированы цель и задачи исследования, приведены основные защищаемые положения, научная новизна и практическая значимость выполненных исследований.

В первой главе диссертации рассмотрены конструктивные особенности и условия эксплуатации буровых поршневых насосов, а также их клапанов.

Буровой насос является основным потребителем энергии, обеспечивая непрерывную циркуляцию бурового раствора в течение всего технологического цикла строительства ствола скважины. В установках для бурения скважин применяются горизонтальные поршневые насосы двухцилиндровые двустороннего действия и трехцилиндровые одностороннего действия. За последние годы существенно возросли приводная мощность и давление нагнетания насосов установок эксплуатационного и разведочного бурения, что обусловлено ростом глубин бурения. При этом изменение рабочих параметров насосов практически не повлияло на их конструктивно-кинематическую схему.

Перекачиваемый насосами буровой раствор характеризуется значительной плотностью (до 2,4 г/см3) и вязкостью (до 50 сСт). При большой глубине бурения его температура может достигать 60...80° С. Кроме того, в составе бурового раствора присутствуют твердые абразивные части

выбуренной породы и утяжелителя различной формы и размеров (от микрон до миллиметров), а в ряде случаев также нефть, кислоты, щелочи, различные химические реагенты, растворенный газ. Ранее выполненными исследованиями установлено, что с увеличением плотности и вязкости перекачиваемой жидкости ухудшается всасывающая способность и снижается объемная подача насосов, а при повышенном газосодержании увеличивается неравномерность подачи. Наличие абразивных частиц в рабочей жидкости отрицательно сказывается на долговечности узлов и деталей насосов, для которых также характерны циклические нагрузки от давления перекачиваемой среды. Работа буровых насосов характеризуется изменением условий в широком диапазоне.

Для буровых насосов определяющим является тот факт, что условия их работы зависят от принятой технологии бурения и, как правило, не могут быть изменены с целью увеличения долговечности узлов и деталей.

Опыт эксплуатации буровых установок показывает, что на буровые насосы приходится существенная доля отказов и затрат времени на ремонтные работы, составляющие до 50% срока их службы. При этом наибольшее количество отказов приходится на детали гидравлической части.

Исследованию работы, конструированию и расчету буровых насосов посвящены труды Аббасова Г.Г., Айрапетова Л.С., Бабаева С.Г., Валитова М.З., Верзилина О.И., Газарова P.E., Гороновича JI.H., Даутова Т.М., Ильского А.Л., Иткиса M .Я., Караева М.А., Литвинова В.М., Ловчева C.B., Мкртычана Я.С., Николича A.C., Пындака В.И., Шаяхметова В.З. и др. По результатам исследований выполнены усовершенствования узлов и деталей гидравлической части насосов. Несмотря на улучшение конструктивно-технических параметров, их надежность продолжает оставаться низкой.

В таблице 1 приведены результаты статистической обработки информации о наработке деталей гидравлической части буровых насосов, полученной в ранее выполненных работах по исследованию буровых поршневых насосов.

Таблица 1 - Результаты статистической обработки информации о наработке деталей буровых насосов

Деталь Закон распределения Статистический параметр распределения

Наработка до отказа, час Коэффициент вариации

Поршень Экспоненциальный 97,6 0,83

Цилиндровые втулки Вейбулла 204,1 0,52

Штоки Логарифмически-нормальный 106,3 0,48

Клапаны Экспоненциальный 72,5 0,77

Из приведенных результатов следует, что долговечность бурового насоса в значительной степени определяется сроком службы клапанов, который при давлении 16... 18 МПа зачастую не превышает 100 часов. Поэтому в настоящее время задача, направленная на увеличение долговечности клапанов и насосов, является актуальной.

В буровых насосах в основном применяются подъемные тарельчатые клапаны с пружинной нагрузкой и эластичным уплотнением, отличающиеся друг от друга конструкцией уплотнительного элемента, местом его установки, способом закрепления, а также конструкцией опор и направляющих. Анализируя результаты исследований по изнашиванию клапанов с учетом условий эксплуатации насосов, необходимо отметить, что износ имеет место на следующих участках:

- на направляющих поверхностях;

- на опорных и посадочных поверхностях;

- в уплотнительных элементах.

Выполненные до настоящего времени работы по исследованию и повышению долговечности клапанов буровых насосов имели своей целью изучение прежде всего механизмов уплотняющего действия и изнашивания с последующей разработкой средств повышения их долговечности. В настоящее время к поршневым насосам, наряду с требованиями обеспечения

основных эксплуатационных параметров, экономичности и долговечности, также предъявляются требования по малошумности и виброактивности. Одним из источников вибрации в гидравлической части поршневого насоса являются клапанные узлы, повышенная вибрация которых приводит как к преждевременному износу, так и к поломкам деталей, а также перенапряжению элементов конструкции насоса. Однако, известные конструкции клапанов не обеспечивают решения указанных проблем.

Во второй главе решалась задача по определению максимальных усилий, передающихся на корпус насоса, и частот колебаний корпуса насоса после удара тарели клапана о седло. Расчетная схема моделирования работы клапана представлена на рисунке 1. При этом тарель и седло заменяются эквивалентными стержнями круглого сечения массами Ш1 и гпг соответственно.

Дифференциальные уравнения, описывающие движение рассматриваемых масс после удара, имеют вид:

т\ ■ *Г = ~С\' (*1 )■- М • (*( - А);

(/я, + т2)-х"2 = -с2-х2 -(л:,-х2)-р-х'2 + (.1-{х[-х'г), где т] > т2 - массы стержней;

х1,х2; х\,х'г\ ,х2 - координаты, скорости и ускорения объектов соответственно;

Ц - коэффициент сопротивления;

сI и с2 - коэффициенты жесткости стержней;

Уо - начальная скорость стержня I (в момент касания);

// и 12 - длины стержней.

"7"7

б)

7 к

7~7

7 ^

/

тог

тог

7/

П

ц-х'

ш1г

М-*

ш

т2

¡К

7"

т2

Рисунок 1 - Расчетная схема по моделированию работы клапана бурового насоса

По результатам решения уравнений (1) получены значения максимальных усилий, передаваемых на корпус насоса при посадке тарели на седло, и частот колебаний в зависимости от соотношения коэффициентов жесткости тарели и седла, которые приведены на рисунке 2 для различных сечений Б клапанов.

а)

б)

10 15 И 25

30 Л

О 5 10 15 20 25 30 35 П

1)5 = 2-\0'3мг; 2)5 = 1,5■ 10"'л»2; 3)5 = Ю"'1^2; 4)5 = 0,5• \0~"м2 У0 = 1 м/с; /и = 0\ п-с\1сг Рисунок 2 - Зависимости максимальных усилий, передаваемых на корпус насоса (а) и их частоты (б) от соотношения коэффициентов жесткости

тарели и седла

Величина максимальных усилий, передаваемых на корпус насоса, колеблется в пределах от 3 до 30 кН. Естественно, действие таких усилий с частотой от 30 до 90 кГц вызывает преждевременное усталостное разрушение элементов насоса.

Для уменьшения величины усилий, передаваемых на корпус насоса при посадке тарели на седло, предлагается установить между седлом и корпусом насоса специальный упругий элемент из эластичного материала. Данный элемент с одной стороны должен работать как пружина, уменьшая величину передаваемых на корпус насоса усилий, и выполнять роль виброизолятора, а в нем будет происходить демпфирование колебаний. Схема моделирования работы клапана при наличии упругого элемента между седлом и корпусом насоса представлена на рисунке 3.

т,

6)

/1-х шд ГШ

т2

/4-Х И

/V*

ЩсЛуо |

т

т2

С2 т3

с3

т3

Уо К

}

1 - тарель; 2 - седло; 3 - эластичный элемент Рисунок 3 - Расчетная схема для моделирования работы клапана с эластичным элементом

Дифференциальные уравнения движения для данного случая следующие:

т,-х" = -с, •(*,-х2)-р(х',-х2)

(пт,+тО-х"2=-{с^п)^х1-х,)+сг(х1-х1)-/л-{х'2-х,г)-¥/и-{.х\-х'г) (2)

(Л, ■ «7, /(А /Р:,) + »' »1,) ■ х", = -(с, /(П2 {Е1/Е,)))-Х]+(С^П)-(Х2-Х7)-М^Х~+М-(Х'2-Х'3),

где Рз - плотности материалов тарели и эластичного элемента

соответственно;

п = с,/с,; =/3 //,. На рисунке 4 приведены зависимости усилий, передаваемых на корпус насоса при ударной посадке тарели клапана, от времени при различных

значениях отношения Е,/Е2 (р,/р3=10; К0 = 1 м1с\ ^3=10- кН-с1м), полученные численным решением системы дифференциальных уравнений (2).

р,/р,= 10

(у*, •1»:-Н!'£,).Н 2000

1500 1000 500

-500

Л,

£;/£,= 20

0.0005 ' «.«МО 0.0015 0.0020 '> С

\

Е,/Е, -50

" 0,»5 ¡¡5рПо оНЙ* с

т

С; ' V) (II! ■ 600 500 400 500 200 100 1,С

Е. Е.) Н

ЮО

С,-*;/(«, Е| £;).Н

0.005 0,001(Г То015 0,0020 ''с да

А / \

\ £,/£,= 150

(1,000? 0,0810--------0,0015 0,08201, С

Рисунок 4 -

Зависимости усилий, передаваемых на корпус насоса,от времени при различных значениях отношения Ех / Е3

На рисунке 5 приведены значения максимальных усилий Р"тах, передаваемых на корпус насоса, и их частот /' в зависимости от свойств материалов клапана и виброизолятора (/ £3).

а) рШ№н б)/', Гц

3500

змз ^ 251М

4000 550« ИЗО

года 25®

1503 ■

!

1000

1\

V

V

5® ; 500

2000 : V 1500 1000 -!

1\

О 100 200 500 400 МО 603 ° » ™ »» т 5М зи

р,/р,=\0; /<3 = 10000 Н-с/м; Г0 = \ м/с\ «,=4 Рисунок 5 — Зависимость максимальных усилий Рпш, передаваемых на корпус насоса, и их частот колебаний /' от свойств материалов клапана и виброизолятора (£,/£, ) Решение системы дифференциальных уравнений (2) показало, что наличие упругого элемента между седлом клапана и корпусом насоса позволяет на порядок уменьшить величину передаваемых усилий и частоту колебаний. Как видно из рисунка 5, что при отношении £',/£,3>100 максимальные усилия>тах, передаваемые на корпус насоса, достаточно резко уменьшаются.

8 третьей главе приводятся технические решения по совершенствованию конструкции клапанов буровых поршневых насосов. В процессе разработки новых конструкций при расчете геометрических и рабочих параметров клапанов использовались методики, приведенные в ранее выполненных работах Л.С. Айрапетова, М.А. Караева, Я.С. Мкртычан и других авторов. В качестве исходного показателя для расчета размеров клапанов принималось максимальное значение средней скорости рабочей жидкости в щели. Данный параметр позволяет объективно оценить

количество жидкости, протекающей через клапан за рабочий цикл. Исходя из этой величины, рассчитывалась площадь проходного сечения клапана, высота подъема тарели, диаметр гидравлической коробки бурового насоса. Далее рассчитывали давление в клапане, определяли нагрузку на терель и выбирали пружину.

Согласно полученным теоретическим данным для обеспечения герметичности при посадке тарели клапана на седло разработана конструкция клапана (пат. РФ № 41825 на полезную модель), схема и отдельные элементы которой показаны на рисунках 6 и 7.

Клапан содержит седло 1, тарель 2, уплотнительное кольцо 3, прижимную втулку 4, упорную гайку 5 и крестовину 6. При этом тарель клапана снабжена хвостовиком 7 и ограничителем подъема 8.

8

Рисунок 6 - Схема конструкции клапана бурового насоса (Патент РФ №

41825)

В данной конструкции по сравнению с серийным вариантом изменена форма посадочных поверхностей тарели, седла и уплотнительного элемента. Посадочная поверхность седла выполнена в форме конуса, переходящего в цилиндр. Тарель имеет форму конического диска и при посадке упирается в цилиндрическую поверхность, что позволяет уменьшить удар тарели о седло и обеспечить герметичность клапана, а также повысить его долговечность. Однако, вибрация в этом случае не исключается.

Рисунок 7 - Элементы клапана (Патент РФ № 41825) бурового насоса Для гашения вибрации и предотвращения ее передачи корпусу насоса предложена конструкция клапана с эластичным элементом, выполненным в виде утолщенной шайбы, установленной между седлом клапана и корпусом насоса (Пат. РФ № 110158). Данная конструкция представлена на рисунке 8. Клапан включает седло 1, имеющее посадочное гнездо в форме цилиндра, переходящего в корпус, и тарель 2, имеющую форму конического диска. В седле размещено кольцо 3 круглого сечения для уплотнения тарели, которое взаимодействует с прижимной втулкой 4 с возможностью вертикального перемещения относительно ограничителя 5 с размещенной упорной гайкой 6. В седле 1 установлена крестовина 7 и хвостовик 8 тарели. На наружной цилиндрической поверхности седла установлено уплотнительное кольцо 9.

Эластичный элемент 10, выполненный в виде утолщенной шайбы, изолирует седло от корпуса 11 насоса. В процессе работы ударная волна, возникающая при посадке тарели 2 на седло 1, передается на эластичный элемент 10, выполняющий функцию пружины. За счет малой жесткости элемента 10 вибрация корпуса насоса уменьшается и как следствие повышается работоспособность насоса в целом. Для ограничения хода тарели 2 предусмотрена пружина 12 и крышка 13.

Рисунок 8 - Клапан бурового насоса с элементом виброизоляции В четвертой главе приводятся результаты стендовых исследований работы тарельчатых клапанов бурового насоса. Для проведения экспериментов разработан стенд на базе бурового насоса 9МГр. На экспериментальном стенде исследованы общие закономерности и особенности работы клапанов, а также оценено влияние их конструктивных параметров на работоспособность. Принципиальная схема экспериментального стенда представлена на рисунке 9.

1 - буровой насос; 2 - электродвигатель; 3,4- рабочие емкости; 5,6- всасывающий и нагнетательный трубопроводы соответственно; 7, 8 - задвижки; 9 - датчик давления; 10 - манометр; 11 - вибродатчики; 12 - осциллограф; 13 - блок питания; 14 - персональный компьютер; 15 - программное обеспечение; 16 - цифровой регистратор

Рисунок 9 - Принципиальная схема экспериментального стенда

Во время экспериментов фиксировались виброперемещения, виброскорость, виброускорение тарелей клапанов, а также пульсация давления рабочей жидкости. Режимы работы насоса моделировались установкой на нагнетательной линии сменных втулок с диаметром проходного отверстия 25 и 20 мм. Исследовалась работа серийных и опытных образцов клапанов. Результаты замеров работы клапанов серийного (а) и опытных (б, в) образцов приведены на рисунке 10.

Снижение колебаний достигается использованием разработанной конструкции клапана по патенту РФ №110158 (рисунок 10 в).

а)

Амплитудно-частотная характеристика

Г л

а ■« к/

Е'1 I" .

/и

(. „

»

... _________________—--------——.....

во -та яоо ^эс -»»в

Амплтуды колебании в вертикальной и горизонтальной плоскостях

¿.■У..

'о'.'о*« «*,:'•» ¿»о'"

-» «К «А%»ТЫ.> — ■

-♦«•.«г«*

».О«». о.Л** О. ■

А, мкм

б)

Амплитудно-частотная характеристика

1

-ч¡; -г. Т"——:.—З'^Т"

---"Тег® лавТ ' ........... 4ао

Амшгсуды колебании в вертикальной и горизонтальной плоскостях

А, мкм

А, мкм

_____

«О. \20 180 240 ЗОО 360 420 480 «40

Амплтуды колебании в вертикальной и горизонтальной плоскостях

в о -в

■14.767

О

а) серийный вариант; б) опытный вариант (Пат. РФ № 41825); в) опытный вариант (Пат. РФ № 110158)

Рисунок 10 - Результаты замеров работы клапанов бурового насоса Для оценки вибрации клапанов исходными данными являлись амплитудно-частотные характеристики и амплитуды колебаний в вертикальных и горизонтальных плоскостях. Установлено, что для серийных образцов среднее значение диапазона частот находится в пределах от 0 до 110 Гц. Для опытного образца (Пат. РФ № 41825) среднее значение диапазона частоты увеличивается и составляет от 450 до 500 Гц, то есть обеспечивается увеличение частоты колебаний в 3-4 раза, что подтверждает улучшенную герметичность, способствующую увеличению подачи насоса. Амплитуда и частота колебаний корпуса насоса для вышеперечисленных конструкций клапанов приведены в таблице 2.

Таблица 2 - Амплитуда колебаний и частота колебаний корпуса насоса

Диапазон Клапан серийный Опытные образцы

частот max max наиб.частоты Патент РФ X» 41825 Патент РФ № 110158

колебаний по спектру ампл. в верт.пл. ампл. в гор.пл. в диап-не max ампл. в верт.пл шах ампл. в гор.пл наиб.част оты в диап-не max ампл. в max ампл. в наиб.част оты в диап-не

верт. гор.п

пл л

Гц мкм мкм Гц мкм Гц мкм Гц мкм Гц м хм Гц мкм

I 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

0-30 7,92 2,60 15 1,8

30-60 7,92 2,60 35 2,5

60-90 7,92 2,60 14 1,7

90-120 7,92 2,60 110 2,46

60-120 10,24 7,35 100 1,2

Продолжение таблицы 2

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

280-350 10,24 7,35 198 1,65

500-600 10,24 7,35 546 1,70

780-999 10,24 7,35 820 1,31

60-120 6,2 4,8 118 1,9

180-360 6,2 4,8 200 0,8

540-600 6,2 4,8 500 0,6

720-900 6,2 4,8 550 0,4

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

1 Анализом условий работы буровых поршневых насосов установлено, что эффективность их эксплуатации в основном определяется наработкой до отказа деталей гидравлической части, в частности клапанов. При этом одной из причин низкого ресурса последних является их низкочастотная вибрация.

2 Аналитически показано, что в процессе работы клапана при посадке тарели на седло возникают усилия до 30 кН, приводящие к преждевременному износу рабочих элементов.

3 Максимальная величина усилий и их частоты, передающиеся от клапана на корпус насоса, зависят от модуля упругости материала элементов клапана. При соотношении величин модуля упругости Юнга тарели и эластичного элемента большем 100 максимальные усилия, передаваемые на корпус насоса, существенно снижаются.

4. Предложено техническое решение, позволяющее уменьшить величину усилий, передающихся на корпус насоса при посадке тарели клапана на седло (Пат. РФ № 110158).

5. Экспериментальные исследования, проведенные на разработанном стенде, показали, что установка эластичного элемента между седлом клапана и корпусом насоса позволяет уменьшить максимальную амплитуду колебаний в среднем на 16% по сравнению с амплитудой серийных клапанов.

6. Экспериментальные исследования разработанного клапана с измененными конструктивными решениями позволили установить, что обеспечивается безударная посадка тарели на седло и повышается эффективность эксплуатации бурового насоса.

Основные результаты опубликованы в следующих научных трудах:

В ведущих рецензируемых научных журналах из перечня ВАК

1. Абдюкова, Р.Я. Виброизоляция седла клапана бурового насоса / Р.Я. Абдюкова // Электронный научный журнал «Нефтегазовое дело». — 2011.-№ 5.- С.243-245. URL:http: // www.ogbus.ru. / authors / Abdyukova /Abdyuko-va _1. pdf.

2. Абдюкова, Р.Я. Моделирование удара тарели клапана бурового насоса при ее посадке на седло / Р.Я. Абдюкова, Н.Я. Багаутдинов, А.Н. Зотов // Электронный научный журнал «Нефтегазовое дело». - 2012. - №2. - С. 52 -65. URL: http: // www.ogbus.ru / authors /Abdyukova /Abdyukova_2. pdf.

3. Абдюкова, Р.Я. Анализ причин отказов клапанов буровых насосов /Р.Я. Абдюкова, Н.Я. Багаутдинов // Научно-технический журнал «Проблемы сбора, подготовки и транспорта нефти и нефтепродуктов». - 2012 г. Выпуск 4(90). - С. 65-70.

4. Абдюкова, Р.Я. Динамические исследования клапанов поршневого насоса НБ-125 ИЖ / Р.Я. Абдюкова, Р.Н. Бахтизин, Н.Э. Ахмедов, E.J1. Маликов, К.А. Перескоков // Научно-технический журнал «Проблемы сбора, подготовки и транспорта нефти и нефтепродуктов». -2012 г. Выпуск 4(90). -С. 56- 64.

Патенты

5. Пат.41825 RU U1 F16K15/02. Клапан бурового насоса / Б.З. Султанов, Р.Я. Абдюкова, М.С. Габдрахимов. - № 2003106596 / 22; Заявлено 11.03. 2003 // Изобретения (Заявки и патенты). - 2004. - №31.- С. 201.

6. Пат.110158 Яи Ш П6К15/02. Клапан бурового насоса / Р.Н. Бахтизин, Н.Я. Багаутдинов, Р.Я. Абдюкова и др. - № 2011124509 / 06; Заявлено 16.06.2011 // Изобретения (Заявки и патенты). - 2011. - №31. - С.225.

В других изданиях

7. Абдюкова, Р.Я. Анализ износа тарельчатых клапанов буровых насосов, поступающих на капитальный ремонт / Р.Я. Абдюкова // Нефть и газ - 2001: проблемы добычи, транспорта и переработки: Межвуз. сб. науч. тр. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 2001. - С. 204 -206.

8. Габдрахимов, М.С. Лабораторный стенд для испытания клапанов поршневых насосов // М.С. Габдрахимов, Р.Я. Абдюкова // Нефть и газ -2001: проблемы добычи, транспорта и переработки: Межвуз. сб. науч. тр. -Уфа: Изд-во УГНТУ, 2001. - С. 218 - 221.

9. Абдюкова, Р.Я. Измерительная система регистрации давления и вибрации / Р.Я. Абдюкова // Проблемы разработки и эксплуатации нефтяных и газовых месторождений / Межвуз. сб. науч.тр. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 2004. - С.169 - 174.

10. Абдюкова, Р.Я. Конструктивные особенности и условия работы деталей гидравлической части поршневых насосов / Р,Я. Абдюкова // Проблемы разработки и эксплуатации нефтяных и газовых месторождений: Межвуз. сб. науч.тр. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 2004. - С.163 - 166.

11. Абдюкова, Р.Я. Характеристика условий работы и анализ износа клапанов буровых насосов / Р.Я. Абдюкова // Проблемы разработки и эксплуатации нефтяных и газовых месторождений: Межвуз. сб. науч.тр. -Уфа: Изд-во УГНТУ, 2004,- С.161-163.

12. Абдюкова, Р.Я. Новая конструкция клапана / Р.Я. Абдюкова // Проблемы разработки и эксплуатации нефтяных и газовых месторождений : Межвуз. сб. науч.тр. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 2004. - С166 - 169.

13. Абдюкова, Р.Я. Особенность работ всасывающих клапанов буровых поршневых насосов/ Р.Я. Абдюкова // Актуальные проблемы нефтегазового дела: Сб.науч.тр.:В 4 - х т. ТЗ.- Уфа; Изд-во УГНТУ, 2006. - С.4 - 7.

14. Абдгокова, Р.Я. Особенности условий работы и расчета клапанов поршневых буровых насосов. / Р.Я. Абдюкова // Актуальные проблемы нефтегазового дела: Сб. науч. тр.: В 4 - х т. ТЗ.- Уфа; Изд-во УГНТУ, 2006. -С.8- 11.

15. Абдюкова, Р.Я. Определение нагрузки и высоты подъема клапана / Р.Я. Абдюкова // Проблемы разработки и эксплуатации нефтяных и газовых месторождений: Межвуз. сб. науч. тр. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 2007. - С.206 -209.

16. Абдюкова, Р.Я. Определение размеров клапанов / Р.Я. Абдюкова // Технологии нефтегазового дела : Межвуз. сб. науч. тр. - Уфа: Изд - во УГНТУ, 2007.-С.210-212.

17. Abdyukova, R. Raising of operating efficiency of slush pump valve assem -blies / R. Abdyukova, O. Mityaev // Oil and Gas Horizons. Book of abstracts: The Third International Student Scientific and Practical Conference / Gubkin Russian State University of Oil and Gas. - 2011. - P.23.

Подписано в печать 14.01.2013. Бумага офсетная. Формат 60x84 Vi6 Гарнитура «Тайме». Печать трафаретная. Усл. печ. л. 1 Тираж 100. Заказ 4

Типография Уфимского государственного нефтяного технического университета

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