Общие сведения о программах подбора оборудования

№ п/п	Программы подбора	Sub PUMP	Well Flo	REDA	ESP	SPIN NAKER	Автотех­нолог	Насос
Параметры программы
	Применимость программы	Универ­сальная	Универ­сальная	Универ­сальная	Универ­сальная	Универ­сальная	Универ­сальная	Универ­сальная
	Наличие базы данных с историей режимов	Нет	Есть	Есть	Есть	Есть	Есть	—
	Наличие базы данных по рос­сийским и импортным УЭЦН	Есть	Есть	Нет рос­сийс­ких УЭЦН	Нет рос­сийс­ких УЭЦН	Есть	Есть	Есть час­тич­­но
	Открытость архитектуры прог­раммы	Откры­тая	Откры­тая	Закрытая	Закрытая	Откры­тая до отдель­ных бло­ков	Закрытая	Закры­тая
	Режим автоподбора обору­до­вания	Нет	Нет	Есть	Есть	Есть	Есть	Нет
	Учет ограничений всех уров­ней при подборе	Частич­но	Нет	Есть	Есть	Есть	Есть	Есть
	Технико-экономические оцен­ки подбора	Есть	Есть	Есть	Есть	Есть	Есть	Нет
	Трехмерная геометрия сква­жины	Нет	Нет	Нет	Нет	Есть	Есть	Есть
	Деформация погружного агрегата	Нет	Нет	Нет	Нет	Есть	Есть	Нет
	Учет фонтани­ро­ва­ния по затру­бъю	Нет	Нет	Нет	Есть	Есть	Есть	Нет
	Учет освоения скважины	Нет	Нет	Есть	Есть	Есть	Есть	Есть
	Тепловой расчет ЭЦН	Есть	Нет	Нет	Есть	Есть	Есть	Нет
	Тепловой расчет ПЭД	Нет	Нет	Есть	Есть	Есть	Есть	Нет
	Тепловой расчет кабеля	Нет	Нет	Нет	Нет	Есть	Есть	Нет
	Пенистость нефти	Нет	Нет	Нет	Нет	Есть	Есть	Нет
	Число диспергирующих сту­­пеней	Нет	Нет	Нет	Нет	Есть	Есть	Нет
	Конверсия единиц изме­ре­ния	Есть	Есть	Нет	Нет	Есть	Есть	Нет
	Операционная прог­рамм­ная среда	Windows	Windows Novell ware	Windows MS DOS	Windows MS DOS	Windows MS DOS	Windows	Wind­ows

 

5.5.4. Сравнение экономических показателей вариантов установки ЭЦН

При проверке нескольких вариантов оснащения скважины установками цент­­робежных насосов необходимо срав­нить их экономические показатели по ме­тодике ОКБ БН. При­чем проверяют наиболее характерные и различные для срав­ни­ваемых установок затраты. Равные или примерно равные для установок зат­раты не учитывают (например, стоимость скважи­ны, поверхностных тру­боп­ро­водов, вспомогательного оборудо­вания, обслуживания и т.д.). Для сравнения необ­ходимо знать мощность, потребляемую установкой, капитальные вло­же­ния, амортизационные отчисления и наиболее характерные затраты на ремонт уста­новок.

Мощность, потребляемая насосом, потери мощности в дви­гателе и кабеле бы­ли определены в предыдущих разделах. КПД трансформатора можно при­нять равным 0,98. Тогда мощность, потребляемая ЭЦН, будет

(5.12)

где η _д — КПД двигателя при рабочем режиме.

Эти величины позволяют найти сумму энергетических затрат и платы за уста­новленную мощность или за потребляемую элек­троэнергию (Э).

В затратах на амортизацию основных средств (К) учтены все основные уз­лы установки.

Условные затраты на ремонт (Р) установок учитываются зат­ратами на спус­ко-подъемные операции и на затраты базы по ремонту и обслуживанию уста­новок погружных насосов.

Годовые затраты (С) находятся по формуле

С = К + Э + Р. (5.13)

Необходимо обратить внимание на то, что энергетические затраты состоят из оплаты энергии по счетчику (первая состав­ляющая суммы) и платы за уста­но­вочную мощность (вторая).

Стоимость оборудования берется по заводским прейскуран­там. Результаты рас­четов позволяют сравнить глубины подвес­ки насосов, температуры двига­те­лей и условные годовые затра­ты. На основе этих данных выбирается наиболее ра­циональный вариант установки глубинного центробежного насоса.

ПРИМЕРЫ ПРОЧНОСТНОГО РАСЧЕТА ОСНОВНЫХ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ УЭЦН

 

При расчете насоса проверяют его габариты. Диаметры кор­пусов насосов для скважин с обсадными колоннами одного но­минального размера уни­фи­ци­ро­ваны. Корпус имеет внешние диаметры, соответственно равные для колонн 146 мм с толщи­ной стенки до 8 мм — 103, при всех толщинах стенки обсадной ко­лонны (вплоть до 12 мм) — 92; для колонн 168 мм — соответ­ственно 114, 100 мм и для обсадных колонн внутренним диамет­ром не менее 112 мм — соот­ветст­венно 86 мм.

Длина корпуса насоса не должна превышать 6 м — принятого наибольше­го размера унифицированного корпуса.

Высоконапорные насосы состоят из нескольких секций, в корпусах кото­рых размещаются все ступени.

Методика расчета корпуса насоса, разработанная Н.Ф. Ива­новским, приве­де­на ниже с некоторыми уточнениями.

Корпус рассчитывается следующим образом.

1. Выбирают исходные данные расчета: геометрические раз­меры корпуса и его наиболее слабого места; напор, на который рассчитывается корпус.

2. Определяют предварительную затяжку пакета ступеней. Затяжка должна обес­печить плотность в месте сочленения сту­пеней и предотвратить прово­ра­чи­ва­ние направляющих аппа­ратов.

Выражение для силы затяжки найдено с учетом упругости корпуса и стя­ги­вае­мых ступеней. Эта задача подобна задаче со­промата по определению уси­лий, когда болт стягивает набор деталей. Как известно, к системе болта отно­сят­ся все детали, деформация которых при повышении рабочей нагрузки увели­чи­вается. В нашем случае болт — это корпус. К системе деталей корпуса отно­сят­ся все детали, деформация которых с повышением рабочей нагрузки умень­шает­ся. В нашем случае к системе корпуса относятся ступени.

Задача несколько усложнена тем, что рабочая нагрузка на направляющие аппа­раты неравномерна по высоте насоса. Она наибольшая для нижней ступени (си­ла от напора всех ступеней) и наименьшая для верхней (сила от напора одной ступени).

Корпусы погружных центробежных насосов выполняются в виде стальных труб с внутренней расточкой для центрирования направляющих аппаратов, ра­диаль­ных опор и узлов сочленения при многосекционном исполнении насоса. Кор­пус имеет строго ограниченную кривизну и разностенность.

Отличием корпуса погружного насоса от труб, сосудов и ре­зервуаров являет­ся взаимодействие с пакетом ступеней. Пакет ступеней (от 80 до 260 нап­рав­ляющих аппаратов и рабочих ко­лес) размещается в корпусе и зажимается кон­цевыми деталями с цилиндрической резьбой. Затяжка пакета ступеней в кор­­пусе насоса должна быть такой, чтобы при работе насоса после пе­рерасп­ре­де­ления усилий направляющие аппараты не могли про­ворачиваться под дейст­вием реактивного момента струи жид­кости или трения рабочих колес о нап­рав­ляю­щие аппараты. При недостаточной предварительной затяжке происходит рас­к­рытие стыков верхних направляющих аппаратов, в результате чего аппа­ра­ты начинают вращаться. Все это приводит к ава­рийному износу и выходу из строя всего насоса. Применитель­но к погружным центробежным насосам груп­пы деталей мож­но разделить на две системы: система корпуса (аналогична си­стеме болта в резьбовом соединении) и система направляющих аппаратов (стя­ги­ваемые детали). Из условия нераскрытия сты­ка предварительная затяжка па­кета направляющих аппаратов должна быть:

(5.14)

где λ _к — коэффициент податливости деталей системы корпуса;

λ _на — коэффициент податливости деталей системы направля­ющих аппа­ра­тов;

Р _н — гидравлическая нагрузка от давления, развиваемого на­сосом:

; (5.15)

Здесь F _к, F _на — площади поперечных сечений корпуса и на­правляющих аппа­ратов;

λ _к, λ _на — их длины; Е _к, Е _на— модуль упругости материала этих деталей.

Неравенство (5.14) не позволяет найти величину предвари­тельной затяжки, так как при приложении гидравлической на­грузки у верхних направляющих аппа­ратов абсолютное напря­жение уменьшается, а у нижних — увеличивается, В связи с этим необходимо выяснить, к какой системе принадлежит данная де­таль. Для определения усилия предварительной затяжки пакета ступеней и уси­лий, действующих на корпус насоса, используют метод спаянного стыка. Гид­рав­лическая нагрузка прикладыва­ется к стыкам направляющих аппаратов в ви­де сосредоточенных сил (рис. 5.163).

Р = Р ₁ = Р ₂ = Р ₃ …

Нижняя часть направляющих аппаратов под действием внеш­ней гид­рав­ли­чес­кой нагрузки подвергается дополнительному сжатию. Сечением по стыкам нап­равляющих аппаратов (i, i +l) выделим две группы деталей: детали системы кор­пуса (корпус и направляющие аппараты от 1 до 0, подверженные при работе на­соса увеличивающейся нагрузке, и детали системы, направля­ющие аппараты от (i +1) до n, у которых при работе нагрузка уменьшается. На стыках действует уси­лие Q, которое можно найти, приравняв относительное перемещение сты­ко­вых повер­хностей в системе корпуса Δ l _к и в системе направляющих аппа­ратов Δ l _на. Деформацию деталей от 1 до i и корпуса от действия гидравлической наг­руз­ки и усилия θ определяют последователь­ным сложением отдельных сил:

(5.16)

Рис. 5.163. Расчетная схема корпуса насоса

 

Для деталей от i +1 до n

(5.17)

Деформация деталей системы направ­ляющих аппаратов от действия только усилия θ

.

Из условия равновесия вытекает Δ l _к1 + Δ l _к2 = Δ l _на, что позволяет найти

(5.18)

Дополнительное усилие на корпус

или

(5.19)

После преобразования

Принимая длину корпуса насоса равной суммарной длине всех направ­ляю­щих аппаратов и заменяя коэффициент подат­ливости λ = l /(EF), выражение (5.18) можно переписать в виде

(5.20)

где Р (х) — интенсивность внешней нагрузки, приходящей­ся на единицу длины на­соса. Поскольку в скважинных насосах Р(х)= const = Р _ст, а Р _ст1 = Р _н, то окон­ча­тельно

(5.21)

(5.22)

Из (5.20) видно, что только верхняя половина направляющих аппаратов отно­сится к системе направляющих аппаратов, а ниж­няя — к системе корпуса, т.е. у нижних аппаратов под действи­ем гидравлической нагрузки после затяжки про­должает увели­чиваться деформация сжатия, а у верхних — уменьшается.

Усилие предварительной затяжки пакета ступеней в насосе из (5.22) можно представить в следующем виде:

(5.23)

где k — коэффициент плотности стыка.

Полная нагрузка, действующая на корпус, складывается из усилия пред­ва­ри­тельной затяжки и дополнительного усилия, возникающего при работе насо­са:

или

(5.24)

Направляющие аппараты изготавливают из чугуна, для кото­рого харак­тер­на нестабильность модуля упругости. Он снижает­ся с ростом абсолютных нап­ря­жений и может быть принят по­стоянным только для сравнительно малого диа­пазона напряже­ний. Кроме того, на модуль упругости чугуна влияют размер и форма графитовых включений в структуре. Поэтому для чугунов можно го­во­рить лишь об условном модуле упругости, который необходимо определять в каж­дом конкретном случае. Испыта­ния образцов из специального чугуна, при­ме­няющегося для из­готовления направляющих аппаратов, показали, что услов­ный модуль упругости Е _на = 1,45·10⁵ МПа.

При затяжке пакета ступеней в корпусе возникают отрица­тельные (сжатие) тан­ген­циальные напряжения, которые зависят от осевых напряжений. В то же вре­мя при работе насоса по мере увеличения напора от нуля до максимального тан­генциальные напряжения в корпусе изменяются по линейному закону, пере­хо­дя от сжатия к растяжению (рис. 5.164). Зависимость танген­циальных нап­ря­же­ний от давления, развиваемого насосом, и величины предварительной за­тяж­ки ступеней можно выразить следующей формулой:

(5.25)

где μ — коэффициент Пуассона (для стали 45 μ = 0,28), Р — давление насоса; D _вн — внутренний диаметр насоса; S — толщина стенки корпуса.

Рис. 5.164. Зависимость тангенциальных напряжений в корпусе от момента предварительной затяжки ступеней и давления насоса:

1 — 0,9 кН·м; 2 — 1,15 кН·м

 

Корпусы погружных центробежных насосов, изготовляют из трубных за­го­то­вок точением или из холоднотянутых калибро­ванных труб повышенной точ­нос­ти длиной 2100, 3600, 4200, 5100 и 6150 мм.

Исходя из выявленных зависимостей нагрузок и напряжений, корпусы на­со­сов параметрического ряда рассчитывают в такой последовательности (для кор­пуса верхней секции):

1. Выбирают исходные данные для корпуса (наружный и внут­ренний диа­мет­ры).

2. Определяют предварительную затяжку пакета ступеней с учетом коэф­фи­циента запаса плотности верхнего стыка:

(5.26)

где k — коэффициент запаса плотности стыка (целесообраз­но принимать k = 1,4); ρ — плотность воды; Н — максимальный напор секций насоса с длиной кор­пуса 5000 мм; F _ки Р _на — пло­щади поперечного сечения корпуса и нап­рав­ляю­щих аппаратов; Е _к, Е _на— модули упругости материалов корпуса и нап­рав­ляю­­щих аппаратов, r _вн — внутренний радиус расточки корпуса.

3. Находят общее усилие, действующее вдоль оси корпуса насоса:

(5.27)

где G — масса погружного агрегата до верхней секции; Н _max — максимальный на­пор насоса. Н _max = 3500 м.

Осевые опоры рабочих колес, как уже указывалось выше, вы­полняют в ви­­де торцового выступа направляющего аппарата и шайбы рабочего колеса.

Трение в нижних опорах рабочего колеса обычно жидкостное, а в верхних — полужидкостное. Несущая способность торцовых опор рабочего колеса вы­чис­ляется по формуле:

(5.28)

где Р _уд = 0,1—0,3 МПа — допустимая удельная нагрузка на опору; D и d — на­руж­ный и внутренний диаметры торцового выступа направляющего аппарата.

Расчет вала насоса. Размеры вала, так же как и толщина стен­ки корпуса на­со­са, существенным образом влияют на основные параметры и эффектив­ность ра­бочих ступеней и насосов в це­лом. Увеличение диаметров входных раз­ме­ров ра­бочих органов при неизменном диаметре корпуса (за счет сокращения дли­ны ло­пасти рабочего колеса) приводит к снижению КПД насоса. Так, в ре­зуль­тате исс­ледований, проведенных в ОКБ по бес­штанговым насосам, уста­нов­лено, что уве­личение диаметра вала на 8—10% снижает КПД рабочих орга­нов на 4—6%.

При работе погружного центробежного насоса вал подверга­ется воз­дейст­вию крутящего момента, осевой сжимающей на­грузки при осевых опорах, рас­по­ложенных снизу, а также попе­речных сил при потере устойчивости вала под дейст­вием цент­робежных сил. В местах сочленения насоса с гидрозащитой и сек­ций насоса возможно возникновение радиальных усилий из-за не­ком­пен­си­руе­мой несоосности валов.

Вместе с тем при запуске насоса у вала создаются весьма опас­ные дина­ми­чес­кие нагрузки, которые превосходят установивши­еся при работе насоса. Поэ­то­му расчет вала насоса на прочность следует проводить по наибольшим крат­ков­ременным нагрузкам.

Исходными данными для определения динамической нагруз­ки при пуске на­соса являются механические характеристики двигателя и насоса.

В общем случае процесс пуска погружного центробежного насоса можно раз­делить на два характерных периода: период движения ротора двигателя в пределах упругой деформации длин­ного вала насоса до мгновения, когда момент у вала сравняется по величине с моментом трения ротора насоса, и период уско­ренного движения роторов двигателя и насоса. Момент двигате­ля для периода разгона — величина переменная. Для асинхрон­ного двигателя он выражается приближенной формулой

. (5.29)

где М _о — опрокидывающий (максимальный) момент двига­теля; t _о — сколь­же­ние, при котором происходит «опрокидыва­ние двигателя», т.е. снижение ско­рос­ти вращения вала вплоть до остановки; t — переменное скольжение.

Скольжение двигателя определяется из зависимости

(5.30)

где ω _с — угловая скорость вращающегося магнитного поля статора.

Момент сопротивления ротора насоса имеет квадратичную зависимость от угловой скорости.

При совместном рассмотрении механической характеристи­ки двигателя и мо­мента сопротивления насоса можно допус­тить, что при пуске М _д – М _н = const. При таком допущении рассмотрим пуск погружного центробежного на­со­са с учетом упругих свойств вала насоса.

Систему двигатель — насос представим в виде двух тел, име­ющих упру­гую связь (рис. 5.165).

Рис. 5.165. Приведенная схема двигатель — насос

При составлении уравнения движения использован метод Лагранжа. За обоб­щенные координаты выбраны угловые пере­мещения маховиков φ _д и φ _н, отс­читываемые от начала второго периода пуска насоса.

Уравнение движения системы двигатель — насос имеет вид

(5.31)

где J _д — приведенный к валу момент инерции массы ротора двигателя; J _н — при­веденный к валу момент инерции вращаю­щихся масс насоса; М _д — вра­щаю­щий момент на валу двигате­ля; М _н— момент сопротивления на валу на­со­са; С — жесткость вала насоса.

После несложных преобразований получают

(5.32)

Вводят новую переменную— угол закручивания α = φ _д ­–­ φ _н и преобразуют (5.31)

(5.33)

где — угловая частота колебания.

Отсюда общее решение уравнения (5.33)

(5.34)

Произвольные постоянные А и В определяются по началь­ным условиям.

По этим условиям в начале второго периода пуска при t = 0,

, (5.35)

При подстановке в (5.34) получают

;

Окончательное решение уравнения

Из приведенного решения видно, что в процессе пуска по­гружного цент­ро­беж­ного насоса при постоянной разности дви­жущих сил и сил сопротивления у ва­ла насоса возникают коле­бания с угловой частотой β.

Исследование уравнения (5.36) на максимум позволяет опре­делить мак­си­маль­ный крутящий момент на валу

(5.37)

Из приведенного выражения видно, что при пуске насоса у вала возникают дополнительные динамические усилия. Первый член уравнения представляет момент трения насоса, второй — момент, затрачиваемый на разгон массы ротора насоса, а тре­тий — момент сил упругости под действием постоянного избы­точного момента.

Для определения максимального момента на валу насоса не­обходимо располагать данными о суммарном моменте трения и моменте сопротивления насоса. Суммарный момент трения насоса складывается из момента трения в ступицах и опорных шайбах рабочих колес, в подшипниках скольжения и в опор­ных пятах:

(5.38)

где z — число рабочих колес в насосе.

Момент трения в ступицах рабочих колес зависит от ряда факторов: сос­тоя­ния поверхностей трения, наличия смазки и рода смазки, наличия техно­ло­ги­ческих отклонений при изго­товлении. На основании серии экспериментов бы­ли установле­ны величины моментов трения в ступицах и текстолитовых опор­­ных шайбах для рабочих колес разных типоразмеров.

При наличии резиновых шайб у рабочих колес момент тре­ния увеличивается на 2—4Н·м для 100 ступеней (меньшая вели­чина относится к меньшим размерам шайб).

Изменение моментов трения в подшипниках определяют по графикам (рис. 5.166), а в пятах скольжения — по формуле

, (5.39)

где Р _в — вес вала насоса или секции; Р _рк — вес рабочих колес насоса или секции; R — приведенный радиус пяты; f — коэффи­циент трения пяты.

Момент сопротивления насоса рассчитывают по выражению

(5.40)

где М _{н н} — момент на валу насоса при номинальном числе оборотов на режиме зак­рытой или открытой задвижки; п, п _н — переменная и номинальная частота вра­щения в минуту.

Поскольку скважинные электродвигатели характеризуются наличием ми­ни­мума в механической характеристике при малых угловых скоростях, то не всег­да выдерживается допущение о постоянной разности избыточного момента. В период пуска из­быточный момент М _д — М _н затрачивается на ускоренное дви­же­­ние ротора двигателя и ротора насоса. На ускорение собственно ротора на­со­са расходуется лишь доля избыточного момента, определяемая соотношением мо­ментов инерции:

(5.41)

Рис. 5.166. Моменты трения:

1 — резинометаллических подшипников диаметром 30 мм (10 шт.); 2 — металлических под­шип­ников диаметром 30 мм (10 шт.)

Следовательно, на вал насоса при пуске в каждое мгновение действует момент

(5.42)

Уравнение (5.42) решается методом численного интегрирова­ния с исполь­зо­ванием механической характеристики комплект­ного электродвигателя и рас­чет­ного момента сопротивления проектируемого насоса (рис. 5.167). В табл. 5.82 приведены зна­чения моментов, действующих на валу насосов при уста­но­вив­­шейся работе и при пуске. Из таблицы видно, что динамические нагрузки, воз­никающие у вала насоса при пуске, в 1,4—1,7 раза превышают уста­но­вив­шие­ся, в связи с чем расчет вала необхо­димо производить по динамическим наг­рузкам.

Рис. 5.167. Максимальные моменты на валу насоса ЭЦН-250-1050 при пуске:

1 — момент двигателя; 2 — момент на валу насоса с бронзовыми рабочими колесами; 3 — мо­мент на валу насоса с пластмассовыми рабочими колесами; 4 — момент сопро­тив­ле­ния на­соса на режиме открытой задвижки; 5 — момент сопротивления насоса на режиме зак­ры­­той задвижки

Заготовки для валов (прутки) выпускаются диаметром 17, 20, 22, 25, 28 и 30 мм.

Для передачи крутящего момента на рабочие колеса насоса используют шпо­ночное соединение. На валу фрезеруют общую шпоночную канавку, в ко­то­рую закладывают чистотянутые прут­ки квадратной шпонки из латуни или ста­ли (для высоконапор­ных насосов). У рабочих колес изготавливают шпо­ноч­ный паз. Размеры шпонок выбирают из расчета на смятие по боковым граням шпон­ки под действием окружного усилия, передаваемо­го рабочему колесу:

(5.43)

где h — высота шпонки; t — глубина паза на валу; l — длина посадочной части ра­бочего колеса; M _рк— максимальный момент рабочего колеса; D — диаметр ва­ла.

Валы центробежного насоса с погружным электродвигателем и секции между собой соединяют посредством шлицев.

Таблица 5.82

Установившиеся и динамические моменты увала насосов

Насос	Σ Мт, Н·м	Мв.ст., Н·м	Мв.дин., Н·м	k = Мв.дин. /Мв.ст.
ЭЦН-5-200-800	15,2		271,4	1,67
ЭЦН-6-160-1450	10,3		312,3	1,42
ЭЦН-6-350-850	11,5		333,8	1,41
ЭЦН-6-500-750	15,5		561,5	1,62

Примечание. М_в.дин. и М_в.ст. — моменты на валу насоса динамический и ста­тический соответственно.

 

Современные методы изготовления обеспечивают высокую точность и взаи­мозаменяемость шлицевых деталей. В погруж­ных центробежных насосах при­меняют прямобочное шлицевое соединение с центрированием по наруж­но­му диаметру, так как предъявляются повышенные требования к точности соп­ря­же­ния валов насоса и привода.

Максимальные касательные напряжения при кручении рас­считывают для нижнего шлицевого конца вала:

(5.44)

где W — момент сопротивления шлицевого конца вала.

Разработка ступеней (рабочих колес и направляющих аппа­ратов) для ЭЦН является сложной инженерной задачей, которая сопровождается зна­читель­ны­ми затратами времени и сил на те­оретические и экспериментальные иссле­до­ва­ния.

Большой комплекс подобных работ был проведен в ОКБ БН [10], резуль­та­ты этих теоретических и экспериментальных ис­следований, а также инже­нер­ные проработки используются прак­тически всеми отечественными и зару­беж­ны­ми фирмами-про­изводителями установок центробежных насосов.