Содержание к диссертации
Введение
1. Особенности эксплуатации уэцн на месторождениях западно-сибирского региона
1.1. Обзор особенностей эксплуатации ЭЦН
1.2. Обзор методик по определению надежности УЭЦН
1.3. Анализ неисправностей и отказов УЭЦН
Выводы по разделу
2. Экспериментальные исследования
2.1. Анализ научных работ по исследуемой проблеме
2.2. Сведения о вибрации оборудования
2.3. Экспериментальные исследования на лабораторном испытательном стенде
2.4. Лабораторный испытательный стенд
2.4.1. Измерительные приборы лабораторного стенда
2.4.2. Погрешности измерений стенда
2.5. Методика и последовательность проведения эксперимента
2.6. Результаты лабораторных исследований
Выводы по разделу 2 з
3. Механизм возникновения повышенной вибрации в погружных центробежных электронасосах с частотно регулируемым приводом выводы по разделу
3 4. Повышение эффективности эксплуатации погружных центробежных электронасосов
4.1. Выходной контроль и диагностика погружного оборудования
4.2. Конструктивные решения, снижающие вибрацию насосных агрегатов .
4.3. Конструктивные решения, снижающие радиальную вибрацию
Выводы по разделу 4
Основные выводы и результаты
Список использованных источников
- Обзор методик по определению надежности УЭЦН
- Анализ неисправностей и отказов УЭЦН
- Экспериментальные исследования на лабораторном испытательном стенде
- Конструктивные решения, снижающие вибрацию насосных агрегатов
Введение к работе
Актуальность работы
Основная доля добычи нефти в России осуществляется установками электроцентробежных насосов (УЭЦН), в том числе по Тюменской области - по-прежнему основному региону добычи нефти. Данный способ является ведущим по объему добываемой продукции и по количеству эксплуатационного фонда скважин. В регионе УЭЦН обеспечивают до 70 % объема добычи; фонд скважин, эксплуатируемых ими, составляет около 60 %.
Современные условия деятельности нефтегазодобывающей отрасли характеризуются тенденцией уменьшения объемов добычи нефти из длительно эксплуатируемых месторождений, увеличением доли находящихся в разработке залежей со сложным геологическим строением, а также большим количеством мало- и среднедебитных скважин.
Поздняя стадия разработки нефтяных месторождений характеризуется высокой обводненностью продукции, содержанием в ней значительного количества механических примесей и солей, интенсификацией процессов коррозии оборудования. На этой стадии широко применяется метод увеличения нефтеотдачи, названный форсированным отбором жидкости, заключающийся в увеличении градиента давления и скорости фильтрации в прискважинной зоне пласта.
В этих условиях актуальным является использование высокопроизводительных установок ЭЦН, в том числе с частотно-регулируемым приводом (ЧРП).
Форсированный режим отбора жидкости из скважины требует повышения подводимой к насосному агрегату мощности для увеличения подачи. Эффективным инструментом повышения мощности (и, соответственно, подачи) в насосных установках с частотно-регулируемым приводом является увеличение частоты вращения вала, что обеспечивается увеличением частоты питающего напряжения.
Регулирование частоты питающего напряжения в таких установках изменяет напорно-расходную характеристику насоса в широком диапазоне, что требует подбора оптимального режима эксплуатации системы «насос - скважина - пласт».
Эксплуатация скважин такими установками связана с рядом технологических особенностей, недостаточно изученных до настоящего времени. Среди них особое место занимает повышенная вибрация на некоторых режимах работы установки. Экспериментальными исследованиями установлено скачкообразное нарастание вибрации при увеличении мощности, что может стать одной из главных причин «отказа» и возникновения аварийных ситуаций с погружным оборудованием. Необходимость остановки оборудования и его ремонта снижает общую производительность скважин и эффективность разработки месторождения в целом. В связи с этим актуальной является разработка методов улучшения технологических показателей работы насосного оборудования.
Цель работы - повышение эффективности освоения нефтяных месторождений разработкой научно обоснованных технических решений, направленных на увеличение производительности работы скважин, оборудованных УЭЦН, за счет снижения вибрации оборудования при интенсивном отборе жидкости.
Для решения поставленной цели были сформулированы следующие основные задачи:
1. Провести анализ состояния работы скважин, оборудованных УЭЦН; исследовать вибрационные характеристики погружного оборудования и режимы его работы; определить причины, влияющие на повышение радиальной вибрации погружных центробежных насосных агрегатов при изменении частоты вращения вала;
2. Выявить пути повышения производительности скважин на месторождениях, находящихся на второй и третьей стадиях разработки;
3. Разработать теоретическую модель механизма возникновения повышенной вибрации насосного оборудования с учетом воздействия потока отбираемой жидкости при изменении термобарических условий;
4. Разработать мероприятия по повышению производительности скважин, оборудованных УЭЦН, при интенсивных режимах отбора жидкости;
5. Провести промысловые испытания рекомендованных решений и разработать нормативную документацию на их промышленное внедрение.
Методы решения поставленных задач
Решение поставленных задач базируется на анализе данных о состоянии выбранного объекта, результатах лабораторных и промысловых исследований с использованием современных средств измерения и методов обработки статистической информации, математическом моделировании и систематизации полученных результатов применения предложенных разработок.
Научная новизна результатов работы
1. Выявлен диапазон частотного режима напряжений электрического питания насосного агрегата, при котором интенсификация добычи нефти УЭЦН из скважины становится аварийно опасной. Дано объяснение полученному явлению.
2. Теоретическими и экспериментальными исследованиями установлена взаимосвязь осевой и радиальной вибрации погружных насосов, износа радиальных подшипников с частотой вращения вала насоса и демпфированием направляющих аппаратов в насосных секциях.
3. Установлена взаимосвязь осевой и радиальной вибрации насосных агрегатов с напорными характеристиками погружных насосов.
На защиту выносятся:
- созданная измерительная система для исследования вибрационных характеристик УЭЦН и режимов ее работы;
- результаты исследования причин возникновения вибрации в УЭЦН;
- результаты исследования частотного режима напряжения электрического питания насосного агрегата, при котором интенсификация добычи нефти УЭЦН становится аварийно опасной, что приводит к снижению эффективности добычи;
- взаимосвязь осевой и радиальной вибрации погружных насосов, износа радиальных подшипников, частоты вращения вала насоса и характера демпфирования направляющих аппаратов в насосных секциях;
- взаимосвязь осевой и радиальной вибрации насосных агрегатов с напорной характеристикой погружного насоса при демпфировании направляющих аппаратов в насосных секциях;
- мероприятия по повышению производительности скважин, оборудованных УЭЦН, при интенсивном отборе жидкости из скважины.
Практическая ценность результатов работы
1. Полученные зависимости параметров вибрации от режима работы и величины износа подшипниковых узлов позволяют оценивать техническое состояние насосных агрегатов перед спуском в скважину и прогнозировать долговечность их работы, а также разрабатывать насосные агрегаты с низким уровнем вибрации.
2. Компоновка созданного лабораторного стенда позволяет экспериментально определять фактические вибрационные характеристики (раздельно осевая и радиальная вибрация), измеряемые синхронно в наиболее ответственных точках насосной установки, для новых конструкций рабочих колес и направляющих аппаратов, подшипниковых узлов и входных модулей, оценивать их чувствительность к изменениям режимов работы насоса при различных степенях износа его элементов.
3. Созданная и запатентованная конструкция входного модуля (патент РФ № 2333396) снижает вибрацию, тем самым увеличивается межремонтный период и существенно сокращаются затраты, связанные с ликвидацией аварий типа «полет».
4. Созданная и запатентованная конструкция насосной секции (патент РФ № 2328624) позволяет снизить вибрацию, вызывающую усталостное разрушение насосно-компрессорных труб (НКТ), фланцевых соединений, корпусов, сопровождающееся падением агрегата, обеспечить повышенную ремонтопригодность и повышение напора и подачи за счет герметичности внутренних полостей насосной секции.
5. Предложенные мероприятия способствуют снижению вибрации погружного оборудования, что позволяет значительно увеличить добычу и наработку на отказ и оптимизировать режимы работы УЭЦН с частотно-регулируемым приводом в диапазоне изменения частоты питающего напряжения от 40 до 60 Гц для безаварийной эксплуатации.
Соответствие диссертации паспорту научной специальности
Область исследования включает разработку мероприятий, повышающих эффективность добычи нефти погружными центробежными электронасосами в условиях изменяющегося термобарического воздействия жидкости, отбираемой из скважины.
Указанная область исследования соответствует паспорту специальности 25.00.17 «Разработка и эксплуатация нефтяных и газовых месторождений», а именно пункту 4: «Технологии и технические средства добычи и подготовки скважинной продукции, диагностика оборудования и промысловых сооружений, обеспечивающих добычу, сбор и промысловую подготовку нефти и газа к транспорту, на базе разработки научных основ ресурсосбережения и комплексного использования пластовой энергии и компонентов осваиваемых минеральных ресурсов».
Апробация результатов работы
Основные положения и результаты работы докладывались и обсуждались на Юбилейной региональной научно-практической конференции студентов, аспирантов и молодых ученых (Тюмень, 2006 г.);
6-ой региональной научно-практической конференции студентов, аспирантов и молодых ученых «Новые технологии – нефтегазовому региону» (Тюмень, 2007 г.); Всероссийской научно-технической конференции с международным участием «Современные технологии для ТЭК Западной Сибири» (Тюмень, 2007 г.); Всероссийской научно-технической конференции «Нефть и газ Западной Сибири» (Тюмень, 2007 г.); семинарах кафедры «Разработка и эксплуатация нефтяных и газовых месторождений» ТюмГНГУ (Тюмень,
2009 - 2011 гг.); научно-технической конференции «Новые технологии – нефтегазовому региону» (Тюмень, 2011 г.).
Публикации
Основные результаты диссертационной работы опубликованы в 11 научных трудах, в том числе 4 в ведущих рецензируемых научных журналах, рекомендованных ВАК Министерства образования и науки РФ. Получено два патента РФ.
Структура и объем работы
Диссертационная работа состоит из введения, четырех разделов, основных выводов и рекомендаций, библиографического списка использованной литературы, включающего 129 наименований. Изложена на 150 страницах машинописного текста, содержит 20 таблиц, 39 рисунков.
Обзор методик по определению надежности УЭЦН
По мере истощения относительно легко извлекаемых запасов и ростом потребления нефти у нефтяных компаний возникает проблема обеспечения спроса предложениями. Все больший объем запасов нефти в мире оказывается трудно извлекаемым и для их добычи необходимы все большие затраты энергии и ресурсов, это обусловливает необходимость повышения эффективности добычи нефти внедрением современных прогрессивных технологий при снижении энергоемкости и уточнении методов подбора всех составляющих элементов.
Установка погружного центробежного насоса - сложная конструкция из многих сборочных единиц, по-разному преобразующих энергию и имеющих свои законы движения, изучение такого оборудования как системы является сложной задачей. Работу установки характеризуют такие факторы, как давление, температура и свойства пластовой жидкости, изменяющиеся при движении по стволу скважины в соответствии с гидродинамическими характеристиками, а также вследствие фазовых превращений. Показатели добычи нефти в основном зависят от термобарических условий, следовательно, актуальной задачей является их исследование во всем их многообразии, что в конечном итоге повысит эффективность нефтедобычи [2,4].
Закономерности изменения давления и температуры в различных элементах системы, а также свойств добываемой продукции, определяют энергетическую эффективность всего процесса добычи нефти, и в связи с этим исследование термобарических условий работы добывающих скважин является актуальной задачей.
Основы теории глубинно-насосного способа добычи нефти были разработаны в 40-50 годы прошлого столетия. Глубинно-насосная эксплуатация скважин относится к сложным для оптимизации процессам, это обусловлено наличием большого количества взаимосвязанных параметров, изучение и контроль, которых сложно осуществить. Необходимость одновременного регулирования большого количества параметров затрудняет комплексное решение проблем работы системы «скважина - УЭЦН [2,3,4].
Важнейшей задачей является обеспечение надежной работы скважин во время эксплуатации. В настоящее время разработано много способов обеспечения работоспособности глубинно-насосных установок. Основными их задачами является эффективная эксплуатация скважин, при которой достигается, с одной стороны - ожидаемый дебит, а с другой - достаточная надежность в работе глубинно-насосного оборудования. Существует много методик подбора глубинно-насосного оборудования, нашедших применение в нефтедобывающей промышленности, авторами которых являются А.Н. Адонин, А.С. Вирновский, А. М. Пирвердян, И.А.Чарный, П. Д. Ляпков, И. М. Муравьев, И. Т. Мищенко, Р. Я. Кучумов, А. А. Богданов, К.Р. Уразаков, В.И. Дарищев, В.Н. Ивановский, Ш.К. Гиматудинов и другие. Однако ни одна из них не учитывает надежность работы подземного оборудования адаптированную к условиям конкретного месторождения на основе оценки надежности оборудования при существующем режиме работы скважин.
Развитие информационных технологий позволяет с большей точностью решать поставленные задачи с помощью математического моделирования, привлекая методы теории надежности и вероятности.
Другим фактором, определяющим эффективную эксплуатацию скважин, является система обслуживания и ремонта, задача которых увеличение межремонтных периодов работы оборудования и уменьшение оргпростоев.
Применяемое современное добывающее оборудование обладают высокими показателями по объёму добычи нефти и создаваемому напору, сильно сократило возможности приборного измерения главных технологических характеристик эксплуатируемых скважин [5]. В таких условиях расчётные методы определения давления и температуры в разных точках системы выходят на первое место. Многообразие методик и программных пакетов для подбора УЭЦН к скважине, имеющихся в распоряжении нефтяников, не всегда могут подобрать конкретную модель насоса из-за влияния многочисленных факторов, изменяющихся во времени.
Исходя из этого, становится понятной актуальность изучения термобарических условий работающих скважин при изменении характеристик добываемой продукции.
Практика эксплуатации показала, что на ранее открытых месторождениях уменьшаются запасы нефти и основными источниками становятся месторождения в последней стадии разработки [4,5].
В настоящее время деятельность нефтегазодобывающей отрасли характеризуется уменьшением объемов добычи нефти из месторождений разрабатываемых долгое время, увеличением числа находящихся в разработке со сложным геологическим строением, и большого количества средне- и малодебитных скважин.
Подавляющее большинство нефтяных месторождений в настоящее время разрабатываются с помощью поддержания пластового давления (ППД) путем закачки воды в пласт.
Продукция нефтяных месторождений на поздней стадии разработки отличается высокой обводненностью, с содержанием значительного количества механических примесей и солей, интенсификацией процессов коррозии оборудования. На этой стадии разработки широко применяется метод увеличения нефтеотдачи, названный форсированным отбором жидкости, являющийся одним из решающих методов увеличения объемов добычи нефти. В таких условиях актуальным является использование высокопроизводительных установок ЭЦН.
Анализ неисправностей и отказов УЭЦН
Общая точка зрения, заключается в том, что PC-отказ наступает в результате усиленной вибрации и пульсации давления изношенного насоса, которые приводят к разрушению крепежных элементов и других слабых мест в насосной установке.
Практика эксплуатации импортных и отечественных установок показывает, что износ и связанные с этим вибрации и пульсации давления являются не единственной причиной «полетов», есть более существенная, которая и является определяющей и заложена она в конструкции отечественных насосов.
Разрушения происходят под действием сил, действующих на насосную установку. Эти силы известны и могут быть подсчитаны напряжения во всех опасных сечениях насосной установки. Но вот итоговый результат расчетов. Приведенные напряжения в опасных точках насосной установки почти точно копируют график распределения интенсивности PC-отказов по длине установки. Поломки происходят чаще в сечениях с большим напряжением, т.е. расчет воспроизводит качественно точно картину реальных напряжений, вызывающих поломки. Когда методика расчета была отработана, была сделана попытка предсказывать PC-отказы по величине напряжения, но предсказать ничего не удалось. Это показывает, что какой-то важный фактор, являющийся определяющим не учитывался при расчете напряжений.
Известно, что по мере изнашивания деталей насоса возникают дополнительные нагрузки на детали установки.
В случае максимальной изношенности насоса; когда защитные втулки полностью изношены и вал вращается без опор с зазорами, которые соответствуют толщине защитных втулок (это около 2 мм), а рабочие колеса цепляют наружным диаметром внутреннюю поверхность направляющих аппаратов. При этом напорная характеристика насоса снижается настолько, что насос не способен преодолеть статический напор и возникает явление «помпажа», когда происходит срыв потока и обратное движение рабочей жидкости вниз по скважине, и после нескольких (5-6) колебаний столба жидкости дебит прекращается, насос работает вхолостую, перемалывает жидкость, нагревая ее и нагревается сам.
Сначала рассмотрим влияние вибраций. Наибольшие дополнительные напряжения, возникающие в изношенном насосе, оценим исходя из того, что рабочий вал с насаженными на него рабочими колесами прогибается в пределах зазоров (т.е. на 2 мм), что создает повышенный дисбаланс ротора из-за несовпадения оси вращения и центров тяжести вращающихся масс. В самом худшем случае весь ротор с рабочими колесами может сместиться в одну сторону и тогда возникнет максимально возможный дисбаланс.
Под действием центробежной силы возникнет прогиб корпуса насоса и обсадных труб, к которым насос прилегает, величина прогиба получается порядка 10-ти мм, что соответствует радиусу прогиба оси обсадной трубы около 700 метров.
Подсчитано, что напряжения в болтах от предварительной затяжки составляет величину порядка 4300 кг/см , то дополнительное напряжение от дисбаланса ротора при максимально возможной степени износа составит 1,3% от этой величины. На самом деле дополнительная нагрузка на болты от дисбаланса при крайней степени износа насоса еще меньше, т.к. при расчете все исходные данные принимались в сторону увеличения результата.
О дополнительных напряжениях в болтах из-за пульсации давления при «помпаже». Колебания давлений при этом происходит с малой частотой (менее 1 Гц при амплитуде 15-20 атмосфер. Это создает нагрузку на болты порядка 0,7% от напряжений предварительной затяжки.
Таким образом, общий прирост напряжений болта связанный с износом насоса из-за вибраций и пульсаций давления составит максимально около 3-х процентов от исходных напряжений в болтах, вызванных предварительной затяжкой.
Такой малый прирост напряжений в болтах после критического износа насоса не может быть причиной разрушений болтов и корпусных деталей. Если силы, возникающие в насосной установке после износа насоса, явно недостаточны, чтобы ее разрушить, то возможно, объяснение можно найти в резонансных явлениях, которые многократно усиливают действия динамических сил. Эта версия тоже отпадает, потому что частота собственных колебаний насосной установки отличается от частоты действующих сил в десятки и сотни раз. Что касается резонансных явлений насосной установки, то они возможны в одном единственном случае, когда насос работает в «неточном» («снарядном») режиме, и частота следования снарядов совпадает с частотой собственных колебаний насосной установки. Избежать этого возможно только одним способом - не допускать такого режима. Любой насос может быть разрушен в течение нескольких минут после возникновения «четочного» режима.
Если не силы вибрации, не силы колебаний давления и не резонансные явления, являются причиной PC-отказов, следовательно, существует еще какая-то сила. Из опыта эксплуатации УЭЦН известно, что PC-отказы чаще происходят при большей мощности электродвигателя, чем при меньшей. Значит, источником сил, которые разрушают насосную установку, является электродвигатель. Но его мощности явно недостаточно, чтобы произвести такие разрушения.
Остается предположить только одно: силы, разрушающие насосную установку, носят характер жестких ударов, которые возникают при наличии зазоров во фланцевых соединениях при ослаблении затяжки болтов.
Некоторое уменьшение усилий предварительной затяжки происходит всегда, но оно достигает опасного уровня в том случае, когда в болтовом соединении возникают пластические деформации контактирующих поверхностей. Достаточно приложить усилия, соответствующие 20-25% от первоначальной затяжки, и усилие затяжки становится нулевым. Когда НУ проходит участок максимальной кривизны, то один или два крайних болта ослабляются и тогда остаются работающими только четыре болта. При приложении к НУ изгибающего момента того же знака нагрузка на оставшиеся болты возрастает в 10-12 раз и разрушение их неизбежно. При этом не обязательно дожидаться полного износа насоса.
После того, как затяжка ослабевает, возникает опасность полного откручивания болтового соединения и PC-отказа. Эта опасность возрастает особенно при усилении вибрации и пульсации давления. Вот почему чаще всего совпадают по времени эти два явления: износ насосов и полеты. Но вибрация служит лишь катализатором PC-отказа, но не основной причиной.
После ослабления затяжки и возникновения зазоров между фланцами динамические нагрузки, действующие на элементы НУ, возрастают многократно и способны разрушить самые прочные детали, включая и корпусные. Это подтверждает расчет.
Такое объяснение причин PC-отказов дает ответ на многие вопросы и позволяет наметить пути решения этой старой проблемы.
Предложение применять ресурсные болты правильно, но недостаточно. Болты должны быть прочными, безусловно. Они должны быть ресурсными, выдерживать многоцикловую усталость. Но если бы полеты объяснялись бы тем, что напряжения в болтах превосходят предел усталости, то полеты происходили бы в первые же часы работы.
Если учесть, что частота колебаний соответствует числу лопаток рабочих колес или числу шлицев на валах, то усталостное разрушение болтов должно происходить за 10-12 часов работы, а это происходит очень редко. Износ насосов неизбежен, но полетов быть не должно. Попытки добиться устранения полетов за счет роста износостойкости успеха не принесут, а только оттянут время PC-отказов. Аварии будут продолжаться до тех пор, пока не будет пересмотрено укоренившееся представление об их природе. Самые ч прочные и ресурсные болты не защитят от PC-отказов, потому что ударные нагрузки будут разрушать НУ в слабых местах, как только соединение ослабнет под воздействием вибраций. Даже если выдержат болты, будут ломаться шейки, НТК и даже корпуса.
Экспериментальные исследования на лабораторном испытательном стенде
Экспериментальные исследования вибрации ЭЦН на лабораторном стенде проводились автором с разделением на несколько этапов со своими целями, задачами и своей методикой проведения. Первый этап эксперимента. Испытание насосного агрегата в вертикальном положении, собранного из новых деталей. Цель этапа - исследование влияния частоты питающего напряжения (частоты вращения вала насоса) на величину радиальной вибрации в характерных точках вдоль корпуса модуль-секции. Второй этап эксперимента.
Испытание насосного агрегата, собранного из новых и изношенных деталей, установленного в вертикальном положении с постепенным наклоном до горизонтального положения. Проводились испытания 15 и 10 ступеней. Испытания насоса с демпфированными направляющими аппаратами. Цель этапа - исследование влияния режимов работы на величину вибрации насосного агрегата при различных положениях в пространстве с минимальными и максимальными радиальными зазорами между защитными втулками вала и направляющими аппаратами и демпфированием направляющих аппаратов. Испытания насоса с недоустановленными ступенями в верхней части секции (при установке проставок и 10 рабочих ступеней).
Непосредственно перед началом эксперимента проводятся подготовительные работы, которые состоят из проверки легкости вращения вентилей манометров и вакуумметра, проверки положения кранов 5 на замерной линии (рисунок 2.3.) на соответствие режиму испытаний (при параметрических испытаниях отключена часть замерной линии, включающая датчик турбинного расходомера 6 и фильтр 7), закрытия вентилей манометров и вакуумметра, закрытия задвижки Г и напорной задвижки Б, открытия задвижки А на всасывающей линии с целью заполнения системы жидкостью из рабочей емкости 3, открытия задвижки Д на напорной линии, проверки легкости вращения валов насоса, модуля входного и электродвигателя путем кратковременного включения, пуска электродвигателя 1 насосного агрегата в работу.
После пуска следует убедиться в нормальной работе насоса 2 (без вибрации и металлического шума). Показания электроприборов должны соответствовать нормальному состоянию насосного агрегата. Путем открытия вентилей проверяется работа манометров и вакууметра, плавно открывается до полного открытия напорная задвижка Б, во время этого насос работает на максимальной подаче с целью удаления воздуха из трубопроводов; жидкость по напорной линии из насоса попадает в рабочую емкость 3, минуя мерную емкость 4. После этого электродвигатель выключается, задвижки Б и Д закрываются, в заранее определенные места устанавливаются вибропреобразователи, проверяется готовность к работе синхронного регистратора «Атлант 8».
После этого начинается цикл испытаний. Исследования вибропараметров и электрических характеристик насосного агрегата при различной подаче проводились в следующем порядке. Для большей точности измерений положение затвора задвижки фиксировалось по показаниям давления на образцовом манометре на выходном патрубке насоса с интервалом изменения, равным 0,1 МПа. В начале опыта электродвигатель включался при полностью закрытой задвижке на выходе насоса. Измерялись виброскорость работающего насосного агрегата по общему уровню и его электрические характеристики. Далее задвижка на выходе насоса открывалась до отметки 0,1 МПа по манометру, проводился следующий цикл измерений, затем задвижка открывалась подобным образом с интервалом 0,1 МПа. В течение опыта, таким образом, замерялись параметры в 11 контрольных точках. Измерялись подача насоса объемным способом при помощи тарированной мерной емкости и электронного секундомера, напор на выходе из насоса и электрические характеристики. Данные заносились в специально разработанные бланки. Параллельно заносились параметры вибрации в память прибора.
В данный этап эксперимента входили испытания насосного агрегата, собранного из новых деталей и деталей, имитирующих максимальный износ, при различных углах наклона с целью исследование влияния положения насосного агрегата в пространстве на вибрационную характеристику насоса и режимы его работы.
Перед каждым циклом измерений насосный агрегат подготавливался к испытанию. В подготовку входили демонтаж болтов устройства для наклона агрегата, закрепление и фиксация с помощью болтов в следующем наклонном положении. Итогом опыта являются вибрационная и гидравлическая характеристики агрегата при работе в вертикальном положении и с углами наклона 0; 10; 25; 40; 60 и 90.
По завершению эксперимента с использованием насосного агрегата, собранного из новых деталей, демонтируется насосная секция с насосного агрегата, и производится ее полная разборка.
Конструктивные решения, снижающие вибрацию насосных агрегатов
Снижение частоты напряжения до 42 Гц, обеспечивающее уменьшение частоты вращения вала ПЭД равной со = 2520 об/мин, вызывает увеличение радиальной составляющей виброскорости Vp на 10% и уменьшение осевой V0 на - 8%.
Использование частоты напряжения 53 Гц, обеспечивающее частоту вращения вала равной со=3180 об/мин, вызывает резкое повышение радиальной Vp (на 260 %), а осевой V0 - на 70 % составляющих виброскорости по сравнению с паспортными данными.
Увеличение частоты напряжения до 55 и 58 Гц, обеспечивающие частоту вращения вала соответственно 3300 и 3480 об/мин, приводит к снижению указанных вибраций до значений близким к паспортным данным, полученным на частоте 50 Гц.
Работа насосного агрегата типа ЭЦНМ5-50, с частотой вращения вала 3120-3180 об/мин, (превышающей примерно на 5 % номинальную), характеризуется максимумом вибраций и является наиболее опасной с точки зрения ускоренного износа подшипниковых узлов насосного агрегата, приводящая к сокращению срока эксплуатации и провоцирующая разрушение материала узлов насосного агрегата.
Результаты испытаний позволили сделать следующие выводы: 1. Длительная работа установок УЭЦН с частотно-регулируемым приводом крайне не желательна на частоте напряжения питания электродвигателя 52 и 53 Гц.
Режимы работы в диапазоне частот напряжения питания электродвигателя от 42 - 50 Гц и от 55 до 58 Гц не оказывают существенного влияния на вибрационную характеристику, следовательно, могут быть рекомендованы к использованию, как не снижающие эксплуатационные показатели долговечности работающих установок. 3,5 3
С целью проверки поведения насосного агрегата при различных частотах вращения вала были проведены специальные лабораторные испытания.
Экспериментальные исследования распределения вибрации по длине корпуса модуль-секции ЭЦНМ, с частотно-регулируемым приводом, в диапазоне частоты тока равной 42, 48, 50. 52, 53, 55, 58 Гц, проводились на специальном лабораторном стенде динамических испытаний насосов Тюменского государственного нефтегазового университета, запатентованным и подтвержденном актом внедрения по ТюмГНГУ от 1999 года. Конструкция стенда позволила проведение исследований с одновременным измерением вибрации несколькими датчиками, размещенными в одной плоскости, по всей длине корпуса модуль-секции насоса с помощью многоканальной вибродиагностической аппаратуры.
В качестве привода использовался трехфазный электродвигатель с короткозамкнутым ротором с питанием через преобразователь частоты ALTIVAR31.
В результате проведенных стендовых испытаний укороченной модуль-секции насоса ЭЦНМ5-50 получены зависимости вибрационных характеристик от частоты напряжения питания электродвигателя (частоты вращения вала).
В первой серии опытов определялась вибрация электродвигателя (как возможного источника повышенной вибрации) на частотах 42, 48, 50. 52, 53, 55, 58 Гц со снятой модуль-секцией ЭЦНМ. Из графика (рис.2.5) следует, что практически на всех частотах радиальная вибрация оставалась постоянной. В следующей серии опытов к электродвигателю были присоединен входной модуль и устройство ввода жидкости, измерения показали что величина вибрации на всех частотах осталась практически неизменной. Следовательно, электродвигатель не является источником повышенной радиальной вибрации, отмеченной в экспериментах на стендовой скважине на частотах 52, 53 Гц.
В последующих сериях опытов вал электродвигателя соединен через вал входного модуля со стандартной шлицевой муфтой с валом укороченной модуль-секцией испытуемого насоса. В сериях опытов использовались 15 ступеней с центробежно-вихревыми рабочими колесами насоса ЭЦНМ. Все ступени имели минимальный, установленный технической документацией на «новые» ЭЦН радиальный зазор, который составлял 0,126 мм. Радиальные зазоры в верхнем и нижнем радиальных подшипниках соответственно 0,025 и 0,05 мм. Длина консольной части вала стандартной сборки модуль-секции составляет 185 мм, нижней части вала - 178 мм.
В результате проведенных стендовых испытаний укороченной модуль-секции насоса ЭЦНМ5-50 получены зависимости вибрационных характеристик от частоты напряжения питания электродвигателя (соответственно частоты вращения вала) представленные в таблице 2.4 и графические зависимости распределения радиальной вибрации по длине корпуса на рисунке 2.5.
Из рассмотрения результатов измерения вибрации при динамических испытаниях приведенных в таблице 2.4 и графике (рисунок 2.5) следует: на частотах 42, 52 и 53 Гц наблюдается рост радиальной вибрации в верхней части модуль-сеции насоса в зоне верхнего радиального концевого подшипника (консольной части вала с вращающимися деталями гидродинамической пяты) и в зоне нижнего радиального концевого подшипника (нижняя консольная часть вала со шлицевой муфтой) [120].
Причиной повышения радиальной вибрации является динамическая неуравновешенность деталей расположенных (снизу вверх) и на консольной части валов (после радиальных подшипников), возникающая на частотах 42, 52 и 53 Гц на консольной части и передающаяся валу насосной секции.
Максимальные значения радиальной вибрации создаются в верхней части вала, где добавляется вибрация от массы подвижных деталей гидропяты.
Возмущения от радиальных колебаний консольной части вала вызывают увеличение радиальной вибрации в средней части секции, что провоцирует повышенный износ не только концевых радиальных подшипников, но и радиальных подшипников ступеней насоса. В результате снижается срок службы насосных секций.
