CC BY
34НАСОСЫ. КОМПРЕССОРЫ
УДК 622.276.53:621.671
А.В. Деговцов1, e-mail: degovtsov.aleksey@yandex.ru; Т.Р. Долов1, e-mail: dolovtemir@yandex.ru; С.В. Кривенков1, e-mail: sv.krivenkov@gmail.com; И.С. Кузнецов1, e-mail: kuznetsovivi@maii.ru; С.С. Пекин1, e-maii: pekinss@gmaii.com; А.А. Сабиров1, e-maii: aibert_sabirov@maii.ru
1 ФГБОУ ВО «Российский государственный университет нефти и газа (Национальный исследовательский университет) имени И.М. Губкина» (Москва, Россия).
Определение усталостной прочности валов установки электроприводных центробежных насосов
Основным оборудованием, применяемым для добычи нефти из скважин, являются установки электроприводных центробежных насосов. Последнее время добывающие компании сталкиваются с резким ростом преждевременных отказов установок, связанных со сломом валов установок. Усталостный слом вала происходит без скачка нагрузки на электродвигатель, а сам излом происходит, как правило, под углом в 45°. В подавляющем большинстве случаев разрушение валов происходит в зоне шлицевого соединения.
В статье приводятся расчеты на усталостную прочность по третьей теории прочности (теории наибольших касательных напряжений). Существуют два способа применения этой теории. Первый используется, когда отсутствует информация об амплитуде крутильных колебаний. В таких случаях рассчитывается среднее значение касательных напряжений кручения. Второй способ применяется, когда амплитуда крутильных колебаний известна либо принимается предельный цикл таких колебаний - пульсирующий (отнулевой). Существенно более точные расчеты могут быть получены с применением компьютерного моделирования.
Проанализированы результаты численного решения математических 30-моделей двух существующих типов шли-цевых соединений валов установки электроприводных центробежных насосов: прямобочного и эвольвентного - в программе SolidWorks. На основе полученных данных определены места наибольших концентраций напряжений, построены зависимости времени работы установки до отказа от прогиба вала и проведен сравнительный анализ усталостной порочности валов при использовании прямобочного и эвольвентного шлицевого соединения.
Ключевые слова: установки электроприводных центробежных насосов (УЭЦН), слом вала, усталостный слом, шлицевая муфта.
A.V. Degovtsov1, e-mail: degovtsov.aleksey@yandex.ru; T.R. Dolov1, e-mail: dolovtemir@yandex.ru; S.V. Krivenkov1, e-mail: sv.krivenkov@gmail.com; B.V. Kuznetsov1, e-mail: kuznetsovivl@mail.ru; S.S. Pekin1, e-mail: pekinss@gmail.com; A.A. Sabirov1, e-mail: albert_sabirov@mail.ru
1 Federal State Budgetary Educational Institution of Higher Education «Gubkin Russian State University of Oil and Gas (National Research University)» (Moscow, Russia).
Determination of Fatigue Strength of Electric Submersible Pumps Shafts
The main way to extract oil from wells is to install electric submersible pumps. Recently, some extractive companies have faced a sharp increase in premature failures associated with the scrap of electric submersible pumps shafts. Fatigue breaking of the shaft occurs without a jump in the load on the motor, and the break itself occurs, as a rule, at an angle of 45 degrees. In the overwhelming majority of cases, the destruction of the shafts occurs in the zone of the splined joint. Calculating the shafts for durability at variable voltages is not an easy task. In the paper, calculations for the fatigue strength according to the third theory of strength (the theory of the greatest tangential stresses) are considered. There are two ways to apply this theory.
The first method is used in cases when there is no information about the amplitude of torsional oscillations. The average value of tangential torsional stresses is calculated.
The second method is used when the amplitude of the torsional oscillations is known, or the limiting cycle of such oscillations is assumed-the pulsating one (from zero).
Significantly more accurate calculations can be obtained on the basis of computer modeling.
The article presents the results of numerical experiments of mathematical 3D models of two existing types of spline joints of ESP shafts: rectilinear and involute in the SolidWorks program. On the basis of the data obtained, the locations
26
№ 5 май 2018 ТЕРРИТОРИЯ НЕФТЕГАЗ
PUMPS. COMPRESSORS
of the greatest stress concentrations were determined, the time dependences of the plant operation were determined, the deflection of the shaft was rejected, and a comparative analysis of the fatigue damping of the shafts was performed using a straight-arm and involute spline connection.
Keywords: units of electric submersible pumps (ESP), breakage of the shaft, fatigue breakage of the shaft, spline joint.
Основным оборудованием, применяемым для добычи нефти из скважин, являются установки электроприводных центробежных насосов (УЭЦН). Часто эксплуатация скважин, оборудованных УЭЦН, осложнена рядом факторов, таких как наличие в скважинной продукции большого содержания механических примесей, высокое газосодержание, сложные профили скважин со значительными темпами набора кривизны. Все эти факторы оказывают негативное влияние на наработку до отказа насосного оборудования [1-3]. В последнее время ряд добывающих компаний столкнулся с резким ростом преждевременных отказов, связанных со сломом валов УЭЦН, вызванным усталостными причинами, что определяется по характерным особенностям излома. Усталостный слом вала происходит без скачка нагрузки на электродвигатель, а сам излом происходит, как правило, под углом в 45°. В подавляющем большинстве случаев разрушение валов происходит в зоне шлицевого соединения [4]. Как видно из рис. 1, в этой зоне существует большое количество концентраторов разрушения. Расчет валов на прочность при переменных напряжениях является непростой задачей. В настоящее время более-менее удовлетворительный расчет сделан только для случая одноосного напряженного состояния. В случае плоского напряженного состояния (напряженного состояния валов ЭЦН) оценка прочности значительно усложняется.
РАСЧЕТ НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ
Применительно к плоскому напряженному состоянию, характеризуемому нормальным напряжением а и касательным
Рис. 1. Концентраторы напряжений в месте соединения вала со шлицевой муфтой:
1 - зона выхода фрезы из вала
и расположенная рядом канавка;
2 - пересечение канавки под шпонку
и шлицевой канавки; 3 - шлицевая канавка и окончание муфты
Fig. 1. Stress concentrators at the junction of the shaft with the splined joint: 1 - cutter way out zone from the shaft and a groove located near to it; 2 - intersection of the keyway groove and the slotted groove;
3 - slotted groove and the end of the joint
напряжением т, для расчета валов на усталостную прочность, чтобы обеспечить возможность «ручного» счета, как и для статического нагружения, применяют гипотезы прочности. Как правило, при расчетах на усталостную прочность применяют третью теорию прочности (теория наибольших касательных напряжений).
Есть два способа применения этой теории.
Первый используется в случаях, когда можно рассчитать (например, по передаваемой мощности и частоте вращения вала электродвигателя) среднее значение касательных напряжений кручения, но отсутствует информация об амплитуде крутильных колебаний. В этом случае расчет ведется только по нормальным изгибающим напряжениям, представляющим собой сумму двух составляющих [6]:
ст = ст + ст, (1)
max ma * '
где amax - максимальное напряжение в цикле; стт - среднее постоянное напряжение цикла; аа - амплитуда цикла (наибольшее значение переменной составляющей цикла напряжений). Соответственно, для тангенциальных напряжений получим:
т = т + т, (2)
max m a
где Tmax - максимальное напряжение в цикле; тт - среднее постоянное напряжение цикла; та - амплитуда цикла (наибольшее значение переменной составляющей цикла напряжений).
Как уже говорилось, если амплитуда цикла крутильных колебаний неизвестна, то для расчетов на циклическую прочность принимают вместо средних изгибающих напряжений am средние эквивалентные напряжения om3, включающие в том числе касательные напряжения кручения т [5]:
СТ„Ч= VÖ!+4T[.
mà m m
(3)
Таким образом, расчет ведется только по изгибающим нормальным напряжениям, однако с учетом касательных напряжений кручения:
ст , = ст , + ст . (4)
тахЭ тЭ а * '
Второй способ применяется, когда амплитуда крутильных колебаний известна либо принимается предельный цикл таких колебаний - пульсирующий (отнулевой).
В этом случае расчет ведется по каждому виду напряженного состояния отдельно, а для оценки общего коэффи-
Для цитирования (for citation):
Деговцов А.В., Долов Т.Р., Кривенков С.В., Кузнецов И.С., Пекин С.С., Сабиров А.А. Определение усталостной прочности валов установки электроприводных центробежных насосов // Территория «НЕФТЕГАЗ». 2018. № 5. С. 26-32.
Degovtsov A.V., Dolov T.R., Krivenkov S.V., Kuznetsov B.V., Pekin S.S., Sabirov A.A. Determination of Fatigue Strength of Electric Submersible Pumps Shafts. Territorija «NEFTEGAS» = Oil and Gas Territory, 2018, No. 5, P. 26-32. (In Russ.)
TERRITORIJA NEFTEGAS - OIL AND GAS TERRITORY No. 5 May 2018
27
НАСОСЫ. КОМПРЕССОРЫ
циента запаса прочности используется следующая зависимость [6]:
п2, п2 п2
об ст т
(5)
где поб - искомый коэффициент запаса при плоском напряженном состоянии; П - коэффициент запаса, подсчитанный для условия, что действуют только нормальные напряжения ст; пт - коэффициент запаса, подсчитанный для условия, что действуют только касательные напряжения т.
Данная зависимость подтверждается рядом опытов. Она может быть выведена и теоретическим путем распространения третьей теории прочности (теории наибольших касательных напряжений) на случай, когда напряжения ст и т изменяются по симметричному циклу в одной фазе, т. е. таким образом, что максимумы их во времени совпадают. Однако практически ею пользуются и для несимметричных циклов, а также в случае несинфазного изменения ст и т.
При применении данной гипотезы искомый коэффициент запаса рассчитывается из соотношения:
п п п -_о т
06 \1п2 + п2'
V а т
(6)
п =
^ст +4* ст
£ (3 0 га
п —
(7)
(8)
—•г +Ч7 т
Рис. 2. Трехмерная модель для расчета шлицевых соединений вала УЭЦН: а) прямобочного; б) эвольвентного
Fig. 2. Three-dimensional model for calculating of the direct-slot (a) and involute (b) spline joint of the pump shaft
Ч7^ V отражают влияние асимметрии цикла на величину предела выносливости и вычисляются по формулам:
2т - т
Ш _ -1 о
т т„ '
(9) (10)
Сами коэффициенты запаса усталостной прочности в условиях асимметричного цикла определяют по формулам Серенсена - Кинасошвили:
где ст0, т0 - пределы выносливости при пульсирующем цикле изменения напряжений.
При отсутствии данных по ст0 и т0 значения Ч^ и Ч/т можно оценить по формулам:
(11) (12)
где сто, та - амплитуды цикла переменных нормальных и касательных напряжений; ат,\ - средние напряжения цикла переменных нормальных и касательных напряжений; кт - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; е^ ет - коэффициенты, учитывающие влияние абсолютных размеров детали; (3 - коэффициент качества поверхности; Ч^ Ч*т - коэффициенты приведения асимметричного цикла к равноопасному симметричному.
" V т 5,
Для легированных сталей sр = 2000 Н/мм.
ВЛИЯНИЕ КОНЦЕНТРАЦИИ НАПРЯЖЕНИЙ НА СЛОМ ВАЛОВ УСТАНОВОК
Резкое изменение формы или площади поперечного сечения деталей (например, валов ЭЦН) из-за наличия в них отверстий, выточек, галтелей, канавок (в частности, под шпоночный паз, стопорное кольцо или шлицы шлицевых соединений), надрезов и т. д. приводит к неравномерному распределению напряжений по оставшемуся матери-
алу сечения, вызывает концентрацию напряжений. Причина, вызывающая концентрацию напряжений (отверстие, шпоночный паз и т. д.), называется концентратором напряжений. Концентрация напряжений существенно зависит от вида и размеров концентратора. Большое значение имеет и характер нагрузки. Если пластический материал нагружается статически, происходит перераспределение напряженного состояния. В результате пластические материалы оказываются малочувствительны к наличию концентраторов напряжения, и влияние концентрации напряжений можно не учитывать.
При нагрузках, быстро меняющихся во времени, выравнивание напряжений произойти не успевает, и этот феномен необходимо учитывать. Влияние концентратора напряжений оценивается, как правило, опытным путем - при сравнительном анализе предела выносливости гладкого образца с пределом выносливости образцов, имеющих исследуемый концентратор. Отношение этих величин называется эффективным концентратором напряжений к. При этом на рис. 1 видно, что шлицевое соединение и шпоночный паз расположены в одном сечении, что может повлиять на зна-
28
№ 5 май 2018 ТЕРРИТОРИЯ НЕФТЕГАЗ
ПРИ УЧАСТИ И ПРИ ПОДДЕРЖКЕ
ЭКСПОРТНЫЙ ЦЕНТР
, . .,—. _ З^НХ Газовое
'Ney ^¡fák
+1
Fi
St.
Gas
Petersburg Forum
m\
VIII ПЕТЕРБУРГСКИЙ M ЕЖДУ НАРОД H Ы Й ГАЗОВЫЙ ФОРУМ
L
ПРИЗНАННАЯ ПЛОЩАДКА ДЛЯ ДИСКУССИИ О РАЗВИТИИ МИРОВОЙ ГАЗОВОЙ ОТРАСЛИ
j
ГЕНЕРАЛЬНЫЙ ПАРТНЁР ГЕНЕРАЛЬНЫЙ СПОНСОР
ГЕНЕРАЛЬНЫЙ ИНФОРМАЦИОННЫЙ ПАРТНЁР КОНГРЕССНОЙ ПРОГРАММЫ
'ГАЗПРОМ
БАНК РОССИЯ
"ИДЯ
GAS-FORUM.RU
КОНГРЕССНО-ВЫСТАВОЧНЫИ ЦЕНТР
ЭКСПОФОРУМ
Uni ГАЗПРОМ
per (ön
SGI
трубная
металлургически«
ОБЪЕДИНЕННАЯ
МЕТАЛЛУРГИЧЕСКАЯ
КОМПАНИЯ
+7 (812) 240 40 40
(доб. 2168,2122) gf@expoforum.ni
НАСОСЫ. КОМПРЕССОРЫ
Рис. 3. Модель нагружения вала в шлицевом соединении Fig. 3. Load model of a spline joint
a) a) б) b)
Рис. 4. Результаты расчета прямобочного шлицевого соединения: а) место максимальных напряжений на одном шлице вала; б) расчет на усталость Fig. 4. The results of the calculation of a straight slot joint:
a) the place of maximum stresses on one spline of the shaft; b) calculation of fatigue
чение коэффициента концентрации напряжения. К сожалению, аналитических исследований в этой области недостаточно, чтобы оценить взаимное влияние двух и более концентраторов напряжений.
Следует также отметить, что теории прочности, разработанные и проверенные на опытах при постоянных напряжениях, не применимы к случаю переменных напряжений. Поэтому точность подобных «ручных» расчетов может иметь только оценочное значение. Существенно более точные результаты могут быть получены в результате компьютерного моделирования в системах SoL^dWorks и др.
АНАЛИЗ ЧИСЛЕННОГО РЕШЕНИЯ МАТЕМАТИЧЕСКИХ 3D-МОДЕЛЕЙ ПРЯМОБОЧНОГО И ЭВОЛЬВЕНТНОГО ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ ВАЛОВ
Шлицевые соединения, применяемые в промышленности, разделяются на прямобочные и эвольвентные. Для проведения экспериментов была использована программа SoLidWorks. Для выполнения расчетов были разработаны математические 3D-модели прямобочного (рис. 2а) и эвольвент-ного (рис. 2б) шлицевых соединений валовУЭЦН.
После моделирования распределения напряжений по валу было использовано приложение, считающее количество циклов до разрушения. При анализе распределения напряжений рассматривались только поверхностные напряжения. Это связано с тем, что и при изгибе, и при кручении максимальные напряжения возникают на поверхности вала, поэтому нет необходимости рассматривать его сечение. Для оценки адекватности разработанной математической модели при создании 3Э-моделей и проведении численных исследований напряженного состояния вала учитывались данные по преждевременному отказу оборудования по причине усталостного слома вала на одной из скважин, а также параметры используемого оборудования. При моделировании рассматривался участок муфтового соединения валов двух секций ЭЦН. В качестве длины исследуемых участков валов прини-
малось расстояние от торцов валов до ближайших подшипников. Общая длина исследуемого участка составила 220 мм. Такой подход позволит сравнить результаты полученных расчетов с наработкой до отказа по скважине. При определении величины прогиба рассматриваемого участка муфтового соединения валов двух секций ЭЦН принималось, что прогиб рассматриваемого участка пропорционален прогибу всей установки в скважине на длине 10 м. Таким образом, при прогибе установки 102,38 мм на 10 м прогиб рассматриваемого участка составит 2,25 мм. Смоделировать одновременное воздействие на вал переменных нагрузок от изгиба и кручения от воздействия переменного момента, вызванного изменением частоты вращения, не представляется возможным. Поскольку при прочностном расчете вала используется эквивалентное напряжение, включающее нормальные и касательные напряжения, было принято решение моделировать напряженное состояние шлицевого соединения от действия переменного изгиба и постоянного
крутящего момента. В целях сокращения времени проведения расчетов изгиб участка соединения валов происходил по симметричному циклу в одной плоскости, при этом конец одного вала (в районе подшипника) был жестко закреплен. Изгибающая нагрузка создавалась заданным перемещением незакрепленного конца второго вала (рис. 3). Напряженное состояние вала рассматривалось только в месте соединения вала с муфтой. Для проведения исследований были использованы следующие исходные данные и допущения в разработанной математической модели:
• диаметр насоса - 22,22 мм (0,875");
• материал вала - Монель К-500 ( предел текучести - 895 МПа);
• длина участка вала от торца до подшипника - 111 мм;
• количество шлицов: прямобочное - 8, эвольвентное - 18;
• шлицевые соединения валов с муфтой не имеют зазоров;
• крутящий момент на вал - 700 Н.м, что соответствует 300 л. с. (220 кВт) на электродвигателе насоса.
30
№ 5 май 2018 ТЕРРИТОРИЯ НЕФТЕГАЗ
PUMPS. COMPRESSORS
Б. о ai см t—1
CO
dJ
3,5
I i E 3,0 i* E
1 8 2,5
2,0 1,5
VD С _
X m О 1Л
fe g '-g 4; 1,0
Ь a> ?
ra
0,5 0
0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500
Время работы установки до отказа при частоте вращения 3000 об/мин, сут Unit operating time to failure at the rotary speed 3000 rpm, days
Рис. 5. Время работы установки до отказа в зависимости от величины прогиба смоделированного участка вала
Fig. 5. The operating time of the unit to failure is dependent on the size of the deflection of the modeled section of the shaft
а) a) б) b)
Рис. 6. Результаты расчета эвольвентного шлицевого соединения: а) место максимальных напряжений на четырех шлицах вала; б) расчет на усталость Fig. 6. Results of calculating the involute spline joint:
a) the place of maximum stresses on four shaft splines; b) calculation of fatigue
Эквивалентные напряжения, МПа Equivalent stress, MPa l->rOU).fNU1Cn'-JOOVO 000000000 0000000000
1
V
\N
V
■ -------
5E+07 1E+09 1,5Е+09 2E+09 2,5E+09 3E+09 Число циклов нагружения вала Number of the shaff stress cycles
Рис. 7. Усталостные кривые для прямобочного и эвольвентного шлицевого соединения Fig. 7. Fatigue curves for a straight-arm and involute splined joint
Расчет напряжений, возникающих в теле конструкции, производился для перемещений свободного конца сборки 0,5; 1,0; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0 мм. При этом определялось напряжение в шлицах вала. Как видно на рис. 4а, местом максимальных напряжений является один шлиц вала насоса на выходе из зацепления с муфтой. При перемещении свободного конца сборки 2,0 мм максимальное эквивалентное напряжение на поверхности шлица составляет 470 МПа. Были также проведены расчеты вала на усталость для симметричного цикла изгиба и одновременного действия постоянного крутящего момента (рис. 4б). На основании результатов расчетов построена зависимость числа циклов нагружения вала до его слома в зависимости от прогиба смоделированного участка вала (рис. 3). Для удобства сравнения число циклов представлено в виде времени работы (в сутках) установки до отказа при частоте вращения 3000 об/мин (рис. 5). Анализ показал, что при прогибе моделированного участка вала 2,24 мм (что соответствует прогибу установки в скважине) при одновременном действии момента 700 Н.м слом вала произойдет через 8 сут (рис. 5). Преждевременный отказ на реальной скважине по причине «слом вала» произошел на 9-е сутки, что свидетельствует об адекватности разработанной математической модели. Расчет напряжений, возникающих в теле конструкции при использовании эвольвентного шлицевого соединения, также производился для перемещений свободного конца сборки 0,5; 1,0; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0 мм. При этом определялось напряжение в шлицах вала. Как видно на рис. 6а, местом максимальных напряжений является уже не один шлиц, а четыре эвольвентных шлица вала насоса на выходе из зацепления с муфтой. При перемещении свободного конца сборки 2,0 мм максимальное эквивалентное напряжение на поверхности шлицев составляет 319 МПа, что на 32 % меньше, чем у прямобочного шлицевого соединения.
Для эвольвентного шлицевого соединения также были проведены расчеты вала на усталость для симметричного цикла изгиба и одновременного дей-
TERRITORIJA NEFTEGAS - OIL AND GAS TERRITORY No. 5 May 2018
31
НАСОСЫ. КОМПРЕССОРЫ
Рис. 8. Зависимость времени работы УЭЦН от эквивалентных напряжений на вал для прямобочного и эвольвентного шлицевого соединения Fig. 8. Dependence of the ESP operation time on equivalent shaft stresses for a straight-arm and involute spline connection
Эквивалентные напряжения, МПа Equivalent stress, МРа prow^uioisjcoio ооооооооо оооооооооо
1
t
\
•—^^ •
• •
100 200 300 400 500 600 Время работы установки до отказа при частоте вращения 3000 об/мин, сут Unit operating time to failure at the rotary speed 3000 rpm, days
ствия постоянного крутящего момента (рис. 6б).
По результатам исследований был проведен сравнительный анализ напряженного состояния вала при использовании прямобочного и эвольвентного шлицевого соединения.
При использовании прямобочного шлицевого соединения концентратор напряжения располагается на одном из зубьев, эквивалентное напряжение на
котором (при прогибе 2 мм и крутящем моменте 700 Н-м) составляет 470 МПа, в то время как в эвольвентном шлицевом соединении концентрация напряжений распределяется на четыре шлица, и эквивалентные напряжения при этом уменьшаются на 32 % - до 319 МПа. Поскольку при одном и том же прогибе эквивалентные напряжения в прямо-бочном и эвольвентном соединениях разные, для корректного сравнения
были построены усталостные кривые для каждого соединения, на которых по шкале оси у указано эквивалентное напряжение (рис. 7). На рис. 8 для удобства сравнения число циклов нагружения переведено в сутки исходя из частоты вращения 3000 об/мин. Очевидно, что при использовании эвольвентного соединения наработка до отказа по причине «слом вала» может увеличиться в 2-3 раза.
References:
1. Degovtsov A.V. Analysis of the Failures Causes of the ESP in Operation in Abnormal Conditions. Inzhenernaya praktika = Engineering Practice, 2017, No. 9, P. 26-31. (In Russian)
2. Ivanovsky V.N., Degovtsov A.V., Sabirov A.A., Krivenkov S.V. Impact upon the Running Time of Electrically Driven Centrifugal Feed Pump Units and the Pump's Rotation Speed in the Course of Operation of Wells which are Complicated by a Mechanical Impurity Outflow. Territorija "NEFTEGAZ" = Oil and Gas Territory, 2017, No. 9, P. 58-64. (In Russian)
3. Yakimov S.B., Ivanovsky V.N., Degovtsov A.V., Eliseev D.B., Aygishev E.V. On the Influence of the Fraction Composition of Abrasive Particles in Produced Fluid on the Wear Types of the Elements of Electric Centrifugal Pumps. Territorija "NEFTEGAS" = Oil and Gas Territory, 2017, No. 11, P. 32-38. (In Russian)
4. Degovtsov A.V., Ivanovsky V.N., Krivenkov S.V., et al. Analysis of the Causes of Shafts' Fatigue Breakage of Electric Submersible Pump Units. Oborudovanie i tekhnologii neftegazovogo kompleksa = Equipment And Technologies For Oil And Gas Complex, 2018, No. 2, P. 27-33. (In Russian)
5. Baldenko D.F., Baldenko F.D., Gnoevykh A.N. Single-Screw Hydraulic Machines. In 2 volumes. Moscow, Publishing and editorial center Gazprom LLC, 2005, 2007. Vol. 1, 486 p. Vol. 2. 470 p. (In Russian)
6. Strength of Materials. Ed. by A.F. Smirnov. Moscow, Vysshaya Shkola Publishers, 1975. 480 p. (In Russian)
Литература:
1. Деговцов А.В. Анализ причин отказов УЭЦН при эксплуатации в осложненных условиях // Инженерная практика. 2017. № 9. С. 26-31.
2. Ивановский В.Н., Деговцов А.В., Сабиров А.А., Кривенков С.В. Влияние на наработку УЭЦН подачи и частоты вращения насоса при эксплуатации скважин, осложненных выносом механических примесей // Территория «НЕФТЕГАЗ». 2017. № 9. С. 58-64.
3. Якимов С.Б., Ивановский В.Н., Деговцов А.В., Елисеев Д.Б., Айгишев Е.В. О влиянии фракционного состава абразивных частиц в добываемой жидкости на виды износа деталей электроцентробежных насосов // Территория «НЕФТЕГАЗ». 2017. № 11. С. 32-38.
4. Деговцов А.В., Ивановский В.Н., Кривенков С.В. и др. Анализ причин усталостных сломов валов установок электроприводных центробежных насосов // Оборудование и технологии нефтегазового комплекса. 2018. № 2. С. 27-33.
5. Балденко Д.Ф., Балденко Ф.Д., Гноевых А.Н. Одновинтовые гидравлические машины: В 2-х т. М.: ООО «ИРЦ Газпром», 2005, 2007. Т. 1. 486 с.; Т. 2. 470 с.
6. Сопротивление материалов / Под общ. ред. А.Ф. Смирнова. М.: Высшая школа, 1975. 480 с.
32
№ 5 май 2018 ТЕРРИТОРИЯ НЕФТЕГАЗ
