WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

   Добро пожаловать!

 

 

На правах рукописи

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

Уфа –2012

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

Научный руководитель

доктор технических наук, доцент

ЗУБАИРОВ Сибагат Гарифович

Официальные оппоненты:

ЛЯГОВ Александр Васильевич

доктор технических наук, доцент,

Уфимский государственный нефтяной технический университет, профессор кафедры «Нефтегазопромысловое оборудование», г. Уфа

ЭПШТЕЙН Аркадий Рувимович кандидат технических наук,

ведущий научный сотрудник

ГУП «ИПТЭР» РБ, г. Уфа

Ведущая организация

Институт «ТатНИПИнефть»

ОАО «Татнефть» им. В.Д. Шашина,

г. Бугульма

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 0,37 до 0,57, а для работы в диапазоне высоких частот (от 23,5 до 50 Гц) - в пределах от 0,07 до 0,12.
  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, А.А. Ишмурзин, Н.М. Ишмурзина, А.Н. Китабоев, В.А. Котов, А.В. Кудрявцев, Р.Я. Кучумов, Д. Маркелов, Н.Н. 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, О.А. 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

.

Его простейшее периодическое решение  запишется в виде

,

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

Функция формы собственного колебания имеет вид:

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

  Подставляя значение в следующее уравнение, находим собственную частоту

,

где - модуль упругости;

  - момент инерции поперечного сечения;

  - жесткость на прогиб;

  - масса единицы длины стержня.

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

Краевые условия для стержня с незакрепленными свободными концами:

верхнего конца стержня

нижнего конца стержня

где – 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 определяется габаритами упруговязкого демпфера динамического гасителя. Краевые условия для стержня с упруго закрепленным одним концом:

для первой пружины 

для второй пружины

для свободного конца стержня

где - 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⋅p>pраб>1,3⋅p.

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

ДX-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

p собств ,

Гц

p раб ,

Гц

1,3 p собств ,

Гц

0,7 p собств ,

Гц

Без  гасителя

46,01

50

59,81

32,21

ДX-23

23,48

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 SolidWorks.

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 конечные 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

ДX-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, вязкоупругий 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 1б). 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 6 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 состо­яние (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 вибро­нагружающего устройства.

На описанном выше вибрационном стенде проводились испытания полноразмерной модели динамического гасителя колебаний с демпфером из трех марок резины: Р-12 (ρ = 2200 кг/м3), ДХ-23 (ρ = 1230 кг/м3), Г-9304  (ρ = 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

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

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).

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 дина­мического 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 вяз­коупругого 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 ( = 3): плотности  мате­ри­ала демпфера динамического гасителя колебаний (фактор ), частоты вра­ще­­ния вибронагружающего устройства (фактор ) и дисбаланса вибро­на­гру­жаю­щего устройства (фактор ) 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 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

для второго интервала

(1)

(2)

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 электроцентробежной 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 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.

  1. 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 виброскорости 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. Г. Халимов,  И. А.Салихов // Электронный научный журнал "Нефтегазовое дело". №3. - 2011. - C. 318-322. - http: //www.ogbus.ru/authors/ Zubairov  / Zubairov  _1.pdf. 

3

Яхин, Р. Р. Исследование демпфирующих свойств компенсатора коле­баний УЭЦН на специализированных стендах / Р. Р. Яхин, С. Г. Зубаиров, А. Н. Ермоленко // Вестник УГАТУ. -Уфа: изд-во УГАТУ. - 2011.Т.15,  № 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 на 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, Р.Р. 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 ХIX 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.




© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.