CC BY
11
18. Ben-Awuah E., Richter O., Elkington T., Pourrahimian Y. Strategic mining options optimization: Open pit mining, underground mining or both. International Journal of Mining Science and Technology, 2016, Vol. 26, no 6, pp. 1065-1071.
19. Domingues Maria S.Q., Baptista Adelina L.F., Diogo Miguel Tato. Engineering complex systems applied to risk management in the mining indus-try // International Journal of Mining Science and Technology. 2017, Volume 27. P. 611-616.
20. Maedeh Tayebi-Khorami, Mansour Edraki, Glen Corder, Artem Golev. ReThinking Mining Waste Through an Integrative Approach Led by Circular Economy Aspirations // Minerals. 2019. Volume 9. P. 1-13.
УДК 622.276.53
СТЕНДОВЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ФИЗИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ
ПНЕВМОКОМПЕНСАТОРА КОЛЕБАНИЙ ДАВЛЕНИЯ
Е.Б. Думлер, Р.И. Вахитова, Н.В. Абдулкина
Обсуждаются причины появления колебаний давления перекачиваемой среды на выкиде погружного электроцентробежного насоса для добычи нефти. Для уравновешивания перепадов давления предложен пневмопружинный компенсатор с квазинулевой жесткостью. Для исследования пневмопружинного компенсатора и результатов его работы разработан экспериментальный стенд. Получены теоретические зависимости координаты поршня от времени и размахи колебаний поршня модели пневмопружинного компенсатора. Величины замеров размаха колебаний поршня модели пневмокомпенсатора с достаточной точностью совпали с результатами теоретических исследований зависимостей модели пневмокомпенсатора колебаний давления, что позволяет считать полученные теоретические результаты доказанными.
Ключевые слова: колебания давления, вибрация, пневмокомпенсатор, квазинулевая жесткость, ЭЦН, коэффициент жесткости, пневмопружина.
Введение
Неоднородность пластовой среды является причиной, приводящей к преждевременному выходу из строя насосного оборудования для добычи нефти, в частности установок погружных электроцентробежных насосов (УЭЦН). Механические примеси, и свободный попутный газ газожидкостной перекачиваемой жидкости создают перепады давления на выкиде установки, это значительно повышает уровень вибрации насосного оборудования [1-4]. Перепады давления на выкиде УЭЦН и наличие вибрации погружного оборудования фиксируются на различных частотных режимах [5, 6]. На практике достаточно сложно осуществить процесс гашения колебаний давления, способствующих возникновению и значительному увеличению вибрационных нагрузок. Известно, что низкочастотные колебания обычно распространяются на большие расстояния без затухания. УЭЦН -сложная механическая система, имеющая собственные низкие частоты в
своем спектре. Перепады давления на выкиде ЭЦН способствуют возникновению серьезных проблем, от незначительных перебоев в работе погружного насоса до выхода из строя всей насосной установки [7, 8].
Проблема компенсации колебаний давления перекачиваемой пластовой среды на выкидной линии УЭЦН до сих пор не решены. Гашение колебаний давления в насосных установках осуществляется, как правило, с помощью компенсирующих устройств, однако применяемые на современном этапе компенсаторы невозможно адаптировать к условиям малых габаритных поперечных размеров добывающей скважины, а так же использовать в условиях воздействия колебаний давления малой частоты [9-11, 12-16].
1. Разработка испытательного стенда
Для компенсации перепадов (колебаний) давления на выкиде ЭЦН авторы воспользовались идей, которую впервые предложил П.М. Алабу-жев, применить упругие системы с квазинулевой жесткостью с целью защиты динамических тел от воздействия вибрации [16-20]. Для этого, предложенный авторами пневмокомпенсатор колебаний давления, выполнен в виде сочетания двух видов упругих систем - с отрицательной и положительной жесткостью [19, 21]. Эффективность работы рассматриваемого пневмокомпенсатора при его малом (квазинулевом) коэффициенте жесткости была подтверждена проведенными расчетами [22].
Для экспериментального подтверждения результатов, полученных теоретическим методом, и доказательства наличия малой (квазинулевой) жесткости пневмокомпенсатора колебаний давления был создан испытательный стенд (рис. 1) [22].
Испытательный стенд для проведения исследований состоит из стационарной рамы 1 с установленным на ней штативом 2, на котором креплениями 3 и 4 установлена физическая модель пневмокомпенсатора колебаний давления. Физическая модель представляет собой сочетание пневмопружины и расположенного в ней пакета последовательно установленных тарельчатых пружин 14. Пневмопружина имеет силовую характеристику с положительной жесткостью, а пакет тарельчатых пружин - силовую характеристику с отрицательной жесткостью. Пневмопружина включает в себя пневмокамеру 13 и поршень 6, расположенными в цилиндре 5, а пакет последовательно соединенных тарельчатых пружин, монтируют под поршень.
Для обеспечения статического регулирования положения поршня в верхей части штока 7 предусмотрен набор грузов 8.
Для регулирования значений эксцентриситета и частоты возмущения к набору грузов присоединен вибратор, состоящий из электродвигателя постоянного тока 9 с эксцентрично расположенным грузом 10 [22].
Рис. 1. Испытательный стенд для проведения исследований модели
пневмокомпенсатора: 1 - рама; 2 - штатив; 3, 4 - крепление; 5 - цилиндр; 6 - поршень; 7 - шток; 8 - набор грузов; 9 - электродвигатель постоянного тока; 10 - эксцентрик; 11,19 - источник электропитания; 12 - резистор; 13 - пневмокамера; 14 - тарельчатая пружина; 15 - шайба; 16 -кран шаровой; 17 - манометр; 18 - компрессор; 20 - упор; 21 - маркер;
22 - втулка ограничительная
Возмущающая сила получена путем изменения длины эксцентрика е, который вращается с постоянной угловой скоростью р. Угловая скорость р с помощью электродвигателя постоянного тока изменяется в широком диапазоне [23]. Амплитуду возмущающей силы определяют с помощью сил инерции Ф1 и Ф2. Сумму этих сил (Ф1 и Ф2), равную амплитуде возмущающей силы можно определить по формуле = + Ф2 = тР2 + т2р2 /2 = = р*е(т + т2 / 2), где ф = щр2в - сила инерции, действующая на эксцентрик,
Ф2 = т2р2в / 2- сила инерции, действующая на стержень, е - длина стержня (эксцентриситет), м; т1, т2 - массы эксцентрика и стержня, кг; р -угловая постоянная скорость вращения эксцентрика, с-1.
Рассчитаны и подобраны параметры тарельчатых пружин так, чтобы силовая характеристика при требуемом давлении в подпоршневой зоне цилиндра имела участок с квазинулевой (почти нулевой) жесткостью.
При нагружении физической модели пневмокомпенсатора на испытательном стенде расчетным весом на силовой характеристике полученной системы возникает участок квазинулевой жесткости.
Суммарная силовая характеристика (при условии: n = 1 для медленного движения, где n - показатель политропы), определяется уравнением
х<
(
f - -V N у
F = PoSH + 8%Es \ — |(D - d)-2 (H - x) { NJV ;
' (D + d) 1 ' 2 ( D - d ) ~ ln ( D / d )
х
f
N
/2
где Po п ■ 0,038
0,1 -
2
V V N У начальное
+ s ln
V d y
/12
(2)
давление в пневмокомпенсаторе, МПа;
S = ■
4
площадь поршня, м ; f - высота конуса тарельчатой пружи-
ны, м; H - высота цилиндра, м; E - модуль упругости первого рода материала тарельчатой пружины, МПа; D - диаметр тарельчатой пружины наружный, м; d -диаметр тарельчатой пружины внутренний, м; N - количество тарельчатых пружин, шт.; s - толщина конуса тарельчатой пружин, м; х - длина хода поршня, м.
Определены основные параметры модели пневмокомпенсатора, обеспечивающие величину квазипостоянной силы (~ 200 Н) и составляющие основу испытательного стенда (уравнение (2)). Границы применимости уравнения (2) определялись из условия s>1 мм [22].
Графические зависимости, представленные на рис. 2 получены по формуле (2) при избыточном давлении po = 0,1 МПа, на котором 1 - суммарная силовая характеристика, полученная по формуле (2), 2 - зависимость давления пневмопружины, описываемая первым слагаемым формулы (2) от координаты поршня, 3 - зависимость восстанавливающей силы пакета тарельчатых пружин от координаты поршня, установленных последовательно и описываемых вторым слагаемым формулы (2).
Важным условием является устойчивость рассматриваемой системы к незначительным изменениям. В варианте, представленном на рис. 2, е, изменение внутреннего диаметра d тарельчатой пружины даже на 0,001 м приводит к значительному изменению суммарной силовой характеристики. Главная причина изменения силовой характеристики определяется количеством тарельчатых пружин. Анализ графических зависимостей, представленных на рис. 2, показал, что оптимальным количеством тарельчатых пружин будет именно пять. Поэтому для дальнейших исследований рассматривается вариант с параметрами d = 0,023 м; s = 0,002 м; N = 5 (рис. 2, д).
2
Рис. 2. Теоретические силовые характеристики экспериментального
стенда:
а - б = 0,003 м; й = 0,020 м; N = 3; б - б = 0,003 м; й = 0,030 м; N = 5; в - б = 0,003 м; й = 0,035м; N = 10; г - б = 0,002 м; й = 0,010м; N = 3; д - б = 0,002 м; й = 0,023 м; N = 5; е -б = 0,002 м; й = 0,034 м; N =10
Так как тарельчатые пружины в физической модели пневмокомпен-сатора экспериментального стенда и промышленном образце выполняются из разных материалов, то за критерий подобия при проектировании физической модели пневмокомпенсатора экспериментального стенда приняли отношение напряжения диска тарельчатой пружины в меридиональном сечении аг к модулю упругости Е, которое определяется по формуле
О
1тах
4 х
Е
(э - 7)2
г2с — -1 V 7
Л/ , х^ ^ Э - 7
I-- +---
2 ^ 2 7
, где с
Э - 7
21п
7
(3)
Величину отношения аг/Е в зависимости от размера осадки тарельчатых пружин х принимаем [22]:
1. Для пружин физической модели пневмокомпенсатора с испытательного стенда с расчетными параметрами: ^0=0,037 м; 7=0,023 м; 7=0,005 м; 5=0,002 м.
2. Для пружин (реальной модели) пневмопружинного компенсатора колебаний давления с расчетными параметрами: ^0=0,056 м; ^=0,048 м; _/=0,005 м; 5=0,003 м. Величины критерия подобия соизмеримы в обоих вариантах: для тарельчатых пружин, используемых в условиях экспериментального стенда, и для тарельчатых пружин, используемых в условиях скважины.
Величины критериев подобия будут также соизмеримыми и при изменении параметров тарельчатых пружин, определенных для реальных условий добывающих скважинных, сравниваемых с тарельчатыми пружинами испытательного стенда, это доказывает правильность подбора материала и размеров тарельчатых пружин испытательного стенда.
2. Исследование физической модели пневмокомпенсатора
Для определения наличия участка квазинулевой жесткости на силовой характеристике (рис. 2, д) физической модели пневмокомпенсатора (в случае нагружения ее весом mg). Изменяя длину, частоту вращения, массу стержня (эксцентрика) задаемся величиной необходимой восстанавливающей силы, которой должна соответствовать расчетная амплитуда вынужденных колебаний. В случае совпадения значений амплитуд вынужденных колебаний, полученных экспериментальным и расчетным путем, подтверждается наличие участка квазинулевой жесткости на расчетной силовой характеристике физической модели пневмокомпенсатора.
Действие квазинулевой жесткости не удается визуально продемонстрировать из-за воздействия сил сухого трения. Экспериментально между цилиндром и поршнем физической модели предлагаемого пневмопружин-ного компенсатора колебаний давления были определены значения сил сухого трения. С этой целью были проведены замеры времени опускания поршня с определенной высоты Н и заданного веса т • g, где т - масса поршня и штока, т = 0,656 кг, а g - ускорение свободного падения, м/с .
Время опускания поршня замеряли с помощью секундомера. По формуле определено среднее время опускания поршня
_ 0,24 + 0,26 + 0,25 + 0,24 + 0,26 + 0,25 + 0,26 + 0,26
—-~ 0,25 с.
ср. 8
Перемещение поршня и штока массой т при воздействии сил сухого трения Гтр описывается следующим дифференциальным уравнением с начальными условиями
— ^о — 0 . ТП дС — ТП * ^ '
Величина силы трения определяется из уравнения
Ртр— т • g - 2т • Хш 2 , где - время перемещения поршня вниз, с.
Тогда значение силы сухого трения примерно равно 3,85 Н. Принимаем Гтр = 4 Н, поскольку значения силы трения из-за наличия избыточного давления в цилиндре могут быть выше.
Путем решения второго слагаемого дифференциального уравнения (2) с параметрами, которые соответствуют варианту графических зависимостей на рис. 2, д, получена теоретическая силовая характеристика пакета из пяти последовательно установленных тарельчатых пружин, имеющая участок отрицательной жесткости, представленная на рис. 3 сплошной линией. Графические зависимости восстанавливающей силы пакета из пяти тарельчатых пружин от перемещения с учетом сил сухого трения Гтр = 4 Н показаны пунктирными линиями. Величина силы трения при движении в одну сторону прибавляется к теоретической силовой характеристике, а при движении в обратном направлении - вычитается. Получена петля гистерезиса, ограниченная верхней и нижней кривыми, представленными пунктирными линиями [22, 23].
Рис. 3. Силовая характеристика пакета из пяти тарельчатых пружин с учетом сил сухого трения
Теоретическая силовая характеристика имеет участок отрицательной жесткости с перемещением х примерно от х « 0,0130 м до х = 0,0250 м. На рисунке видно, что одному значению восстанавливающей силы ^ соответствуют две координаты перемещения х, которые отмечены точками и расположены внутри петли гистерезиса, а это говорит о приемлемости сходимости полученных результатов опыта и эксперимента по тарированию пакета тарельчатых пружин.
В системах с квазинулевой жесткостью, предназначенных для виброзащиты объекта, попадание на рабочий участок силовой характеристики АВ, обеспечивается путем нагружения системы определенным весом
Для экспериментального исследования полученных теоретических характеристик (рис. 2, д), пакет из пяти последовательно установленных тарельчатых пружин поочередно нагружали весами т^, m2g, mзg массой грузов: т^=2,000 кг, т2=2,250 кг, т3=2,500 кг. Масса каждого груза
0.005 0.010 0.015 0.020 0.025
т^.
принята равной сумме масс груза и штока тшт=0,656 кг. Вес грузов выбирался из условия попадания его значения в область теоретической силовой характеристики, ограниченной петлей гестерезиса. Пакет тарельчатых пружин установлен в цилиндр с обрезанным дном для исключения влияния давления воздуха [22, 23].
Порядок проведения экспериментов следующий: замерили первое перемещение поршня при нагружении его поочередно грузами весом mg, m2g, m3g, при этом замеры перемещений проводили по нижней грани набора грузов с точностью до 0,001 м, затем полностью сжали пакет тарельчатых пружин и замерили второе перемещение поршня уже после освобождения пакета пружин поочередно для каждого груза различного веса.
Решением дифференциального уравнения (2) и, учитывая силу сухого трения, принятую равной 4 Н, получены теоретические силовые характеристики физической модели пневмокомпенсатора с пакетом, состоящим из пяти тарельчатых пружин (рис.4, а).
Для попадания на участок силовой характеристики с квазинулевой жесткостью (АВ) систему нагружаем определенным весом mg, тогда произойдет перемещение начала координат силовой характеристики в середину с координатой х0. После нагружения системы силовая характеристика модели пневмокомпенсатора колебаний давления, исследуемого на стенде
F^(х) примет вид, представленный на рисунке 4, б.
Аналитически функция F получена из уравнения (2):
f€ (x)= F [x -x0 ]- m'g (4)
где х - х0] - суммарная восстанавливающая сила, Н, которая определяется по формуле (2); х0 - координата точки А (начало участка АВ с квазинулевой жесткостью) (рис.4, а).
При такой силовой характеристике свободные колебания поршня можно описать следующим дифференциальным уравнением, начальными условиями xq =0, xq= 0,0100м:
m'-x = -(FY[x- х0] - m'g) - Fmp ■ sign[x\
А вынужденные колебания поршня со штоком опишем следующим дифференциальным уравнением:
т' -x = F0 cos[a> ■ t] - [x - xO] - m'g) - Fmp • sz'gwfx], ^
где F0 - амплитуда возмущающей силы, Н; ю - частота вынужденных колебаний, с-1 ; F^[х - х0] - функция по формуле (2); Fmp - сила сухого трения, Fmp = 4 Н.
Рис. 4. Теоретические силовые характеристики физической модели
пневмокомпенсатора: а - до нагружения; б - после нагружения;
1 - характеристика пакета тарельчатых пружин;
2 - характеристика пневматической пружины; 3 - характеристика суммарная; х0 - координата точки А (начало участка АВ с квазинулевой жесткостью)
Для создания амплитуды возмущающей силы при частоте колебаний с воспользуемся формулой: ^ = с2'е'(Щ + Щ/ 2). Учитывая амплитуду возмущающей силы определяемую из уравнения (2) получим уравнение (7):
п(4 (7)
Путем численного решения дифференциального уравнения (7) получены теоретические зависимости координаты поршня от времени, из которых следует, что при одном и том же значении суммы (т1+т2/2) = 0,100 кг и эксцентриситета (е = 0,100 м) амплитуда колебаний практически не зависит от частоты.
Наличие квазинулевой жесткости в силовой характеристике исследуемой модели будет доказано в случае, если замеренная амплитуда колебаний поршня при заданной частоте колебаний будет близка к расчетной, определяемой уравнением (6), описывающим колебания поршня массы т' для силовой характеристики модели пневмокомпенсатора после нагружения (рис .4, б).
Численным решением уравнения (7) получен размах колебаний поршня (рис. 5). На рисунке видно, что при постоянной частоте ю=30 с-1 с увеличением величины амплитуды возмущающей силы размах колебаний поршня увеличивается.
Рис. 5. Теоретические зависимости колебаний поршня физической
модели пневмокомпенсатора: а - при Fo =15 Н и ю=30 с'1 размах колебаний 2,1 мм; б - при F0 =30 Н и ю=30 с'1 размах колебаний 4,7 мм; в - при F0 =50 Н и ю=30 с'1 размах колебаний 8,1 мм
Для значений амплитуды возмущающей силы Г0 и частоты, при заданных величинах суммы масс (Щ + Щ / 2), принятых от 0,05 кг до 0,20
кг представлены соответствующие значения эксцентриситета е (в м) (табл. 1-3). Очевидно, что получить заданное значение амплитуды возмущающей силы ^о не всегда возможно (например, если величина эксцентриситета превышает 1 м).
Размах колебаний на режимах при частоте колебаний ю=30 с -1 с амплитудой возмущающей силы = 15 Н (рис. 5, а); = 30 Н (рис. 5, б) и ^о = 50 Н (рис. 5, в) определили экспериментально. Для проведения эксперимента из таблиц 1-3 произведен выбор значений эксцентриситета е и суммы масс: (т1+т2)/2 для = 15 Н: (т1+т2)/2 = 0,100 кг; е = 0,1670 м (табл. 1); для = 30 Н: (т1+т2)/2 = 0,200 кг; е = 0,1660 м (табл. 2); для = 50 Н: (т1+т2)/2 = 0,300 кг; е = 0,1850 м (табл. 3).
Таблица 1
Значения эксцентриситетов е, м
(т1+т2/2) = 0,100кг ю=30 с-1 ю=35 с-1 ю=40 с-1 ю=45 с-1 ю=50 с-1 ю=55 с-1
= 15 Н 0,17 0,12 0,09 0,07 0,06 0,05
= 30 Н 0,33 0,25 0,19 0,15 0,12 0,10
= 50 Н 0,55 0,41 0,31 0,25 0,20 0,17
Таблица 2
Значения эксцентриситетов е, м
(т1+т2/2) = 0,200кг ю=30 с-1 ю=35 с-1 ю=40 с-1 ю=45 с-1 ю=50 с-1 ю=55 с-1
Г0 = 15 Н 0,08 0,06 0,05 0,04 0,03 0,03
Г0 = 30 Н 0,17 0,12 0,09 0,07 0,06 0,05
Г0 = 50 Н 0,28 0,20 0,16 0,12 0,10 0,08
Таблица 3
Значения эксцентриситетов е, м
(т1+т2/2) = 0,300кг ю=30 с-1 ю=35 с-1 ю=40 с-1 ю=45 с-1 ю=50 с-1 ю=55 с-1
^о = 15 Н 0,06 0,04 0,03 0,02 0,02 0,02
^о = 30 Н 0,11 0,08 0,06 0,05 0,04 0,03
^о = 50 Н 0,19 0,14 0,10 0,08 0,07 0,06
Полученные экспериментальным путем результаты замеров размаха колебаний для частоты ю=30 с-1 при трех независимых значениях амплитуды возмущающей силы ^0=15 Н, ^0=30 Н, ^0=50 Н соответственно составили: 2,0 мм, 4,5 мм, 8,0 мм.
Полученные теоретическим путем размахи колебаний для частоты ю=30 с-1 при ^0=15 Н, ^0=30 Н, ^0=50 Н соответственно составили: 2,1 мм; 4,7 мм; 8,1 мм.
Анализ показал, что сходимость расчетных значений с экспериментально полученными результатами составляет соответственно 95,2 %, 95,7 %, 98,7 %, это говорит о том, что теоретически полученные и экспериментально замеренные величины размаха колебаний совпадают с погрешностью менее 5 % и доказывает наличие участка с квазинулевой жесткостью на силовой характеристике исследуемой модели пневмопру-жинного компенсатора.
На основании проведенных исследований планируется создание реальной конструкции пневмопружинного компенсатора колебаний давления. Направление в создании пневмокомпенсаторов нового принципа действия является перспективным для нефтедобывающих предприятий.
Выводы
1. Одной из причин возникновения колебаний давления на выкиде электроцентробежного погружного насоса являются систематически по-
вторяющиеся циклы падения и роста давления, спровоцированные неоднородным составом перекачиваемой пластовой среды.
2. Для экспериментального подтверждения результатов, полученных теоретическим методом, и доказательства наличия малой (квазинулевой) жесткости пневмокомпенсатора колебаний давления был разработан испытательный стенд Конструктивную основу стенда составляет пневмо-пружина, состоящая из цилиндра, поршня и пакета из пяти тарельчатых пружин, последовательно установленных внутри цилиндра и подпирающих поршень.
3. Экспериментальным путем подобраны параметры исследуемой физической модели пневмокомпенсатора. В результате получена силовая характеристика с участком квазинулевой жесткости.
4. Теоретически и экспериментально полученные результаты размаха колебаний поршня при трех независимых величинах амплитуды возмущающей силы с одной и той же частотой колебания совпали с погрешностью менее 5 %, что доказало правильность теоретических расчетов и наличие участка квазинулевой жесткости на силовой характеристике исследуемой модели пневмопружинного компенсатора.
Список литературы
1. Влияние на наработку установок электроприводных центробежных насосов подачи и частоты вращения насоса при эксплуатации скважин, осложненных выносом механических примесей / В.Н. Ивановский, А.В. Деговцов, А.А. Сабиров, С.В. Кривенков // Территория Нефтегаз. 2017. № 9. С. 58-64.
2. Сарачева Д.А. Совершенствование электроцентробежных насосных установок для скважин, осложненных высоким газовым фактором: дис. ... канд. техн. наук / Уфимский государственный технический нефтяной университет. Уфа, 2016. 124 с.
3. Фахриева К.Р., Габдрахимов М.С. Анализ отказов установок электроцентробежных насосов НГДУ Туймазанефть // Нефтегазовое дело. 2013. №1. С.240-247.
4. Цыкин И.В. Эксплуатация УЭЦН на промыслах Тюменской нефтяной компании. Опыт, проблемы, перспективы // Сб. науч. тр. «Материалы XI Всерос. технич. конф. Производство и эксплуатация УЭЦН». М., 2002. С.3-6.
5. Пахаруков Ю.В., Бочарников В.Ф., Петрухин В.В. Вибрационные колебания в погружных центробежных электронасосах как результат хаотической динамики // Нефть и газ. 1999. №3. С. 63-68.
6. Пахаруков Ю.В., Бочарников В.Ф., Петрухин В.В. Снижение вибрации погружных центробежных электронасосов как результат хаотической динамики // Нефть и газ. 1999. №5. С. 41-45.
7. Деговцов А.В. Анализ причин отказов УЭЦН при эксплуатации в осложненных условиях // Инженерная практика. 2017. №9. С.26-31.
8. Смирнов Н.И., Григорян Е.Е., Смирнов Н.Н. Износ и вибрация насосных секций УЭЦН // Бурение и нефть. 2016. №2. С. 52-56.
9. Установка электроцентробежная насосная: пат. №2386055 РФ. Опубл. 10.04.2010. Бюл. №10.
10. Виброгаситель растягивающих, сжимающих и крутильных колебаний: пат. №2455452 РФ. Опубл. 10.07.2012. Бюл. №19.
11. Подавление поперечных вибраций электроцентробежного насоса посредством модулирования скорости вращения двигателя: пат. №2456481 РФ. Опубл. 20.07.2012. Бюл. №20.
12. A. Carrella M.J., Brennan T.P. Waters. Static analysis of a passive vibration isolator with quasi-zero-stiffness characteristic // Journal of Sound and Vibration. 2007. N301(3-5). Р.678-689.
13. Carrella A. Passive vibration isolators with high-static-low-dynamic-stiffness // Ph. D. Thesis, ISVR, University of Southampton. 2008.
14. Iemura H., Pradono M.H. Advances in the development of pseudo-negative-stiffness dampers for seismic response control // Structural Control and Health Monitoring. 2009. N16 (7-8). P.784-799.
15. Le T.D., Ahn K.K. A vibration isolation system in low frequency excitation region using negative stiffness structure for vehicle seat // Journal of Sound and Vibration. 2011. Vol. 330. N26. P. 6311-6335.
16. Liu X., Huang Х., Hua Н. On the characteristics of a quasi-zero stiffness isolator using Euler buck-led beam as negative stiffness corrector // Journal of Sound and Vibration. 2013. Vol. 332. P.3359-3376.
17. Клитной В.В. Анализ применения активных виброзащитных систем с управляемой квазинулевой жесткостью // Энергосбережение. Энергетика. Энергоаудит. 2015. №2 (133). С.66-71.
18. Valeev A.R., Zotov A.N. Creating artificial gravity by oscilation system with force characteristics with areas of quasi-zero stiffness // Russian Journal of Biomechanics. 2014. Vol.18. N2. Р.144.
19. Valeev A.R., Zotov A.N, Harisov Sh.A. Application of disk springs for manufacturing vibration isolators with quasi-zero stiffness // Chemical and Petroleum Engineering. 2015. Vol.51. N 3. Р.194-200.
20. Zotov A.N., Valeev A.R., Tichonov A.Yu. Application of oscillatory system with quasi-zero stiffness for creation artificial gravity // 8th European Nonlinear Dynamics Conference ENOC. Vienna, Austria. 2014.
21. Скважинная насосная установка: пат. №2641812 РФ. Опубл. 22.01.2018. Бюл. № 3.
22. Думлер Е.Б. Исследование пневмопружинного компенсатора колебаний давления с квазинулевой жесткостью для погружного электроцентробежного насоса: дис. ... канд. техн. наук / Уфимский государственный технический нефтядной университет. Уфа, 2018. 143 с.
23. Adaptive negative stiffness: A new structural modification approach for seismic protection using Adaptive Negative Stiffness Device / D. T. R. Pasala [and others] // Struct. Eng. 2013. Vol.139. РЛШ-Ш3.
Думлер Елена Борисовна, канд. техн. наук, ассист., dumler08@,mail. ru, Россия, Уфа, Уфимский государственный нефтяной технический университет,
Вахитова Роза Ильгизовна, канд. техн. наук, доц., roza-w@mail.ru, Россия, Альметьевск, Альметьевский государственный нефтяной институт,
Абдулкина Наталья Владимировна, ст. преподаватель, abdulkinanv@mail.ru, Россия, Альметьевск, Альметьевский государственный нефтяной институт
POSTER STUDIES OF THE PHYSICAL MODEL OF THE PNEUMOCOMPENSATOR
OF PRESSURE OSCILLATIONS
E.B. Dumler, R.I. Vakhitova, N.V. Abdulkina
The article discusses the causes of pressure fluctuations, which leads to the immersion of an electric centrifugal pump for oil production. To balance the pressure drops, a pneumatic spring compensator with quasi-zero stiffness is proposed. An experimental bench has been developed for studies of a pneumatic spring compensator and the results of its work. Theoretical dependences of the coordinates on the piston on time and on the pneumatic spring compensator are obtained. The measurements of the amplitude range of the piston oscillations of the pneumatic compensator model coincided with the accuracy with the results of theoretical studies of the dependences of the pneumatic compensator model of pressure fluctuations, which allows us to consider the theoretical results obtained proved.
Key words: pressure fluctuations, vibration, pneumatic compensator, quasi-zero stiffness, ESP, stiffness coefficient, pneumatic spring.
Dumler Elena Borisovna, candidate of technical sciences, assistant, dum-ler08@,mail.ru, Russia, Ufa, Ufa State Oil Technical University,
Vakhitova Roza Ilgizovna, candidate of technical sciences, associate professor, roza-w@mail.ru, Russia, Almetyevsk, Almetyevsk State Oil Institute,
Abdulkina Natalya Vladimirovna, senior lecturer, abdulkinanv@mail.ru, Russia, Almetyevsk, Almetyevsk State Oil Institute
Reference
1. Influence on the operating time of installations of electric drive central pump feed and pump rotation frequency during the operation of wells complicated by the removal of mechanical impurities / V. N. Ivanovsky, A.V. Degovtsov, A. A. Sabirov, S. V. Krivenkov // Territory of Neftegaz. 2017. No. 9. pp. 58-64.
2. Saracheva D. A. Improvement of electric center-bearing pumping units for wells complicated by a high gas factor: dis. ... cand. of technical sciences / Ufa State Technical Oil University. Ufa, 2016. 124 p.
3. Fakhrieva K. R., Gabdrakhimov M. S. Analysis of failures of installations of electric centrifugal pumps of NGDU Tuimazaneft // Neftegazovoe delo. 2013. No. 1. pp. 240-247.
4. Tsykin I. V. Operation of the ESP in the fields of the Tyumen Oil Company. Experience, problems, prospects // Sb. nauch. tr. materials Xl vsros. tech.conf.
Pakharukov Yu. V., Bocharnikov V. F., Petrukhin V. V. Vibrational vibrations in submersible centrifugal electric pumps as a result of chaotic dynamics. 1999. No. 3. pp. 6368.
6. Pakharukov Yu. V., Bocharnikov V. F., Petrukhin V. V. Reduction of vibration of submersible centrifugal electric pumps as a result of chaotic dynamics. 1999. No. 5. pp. 4145.
7. Degovtsov A.V. Analysis of the causes of failures of the ESP during operation in complicated conditions // Engineering practice. 2017. No. 9. p. 26-31.
8. Smirnov N. I., Grigoryan E. E., Smirnov N. N. Wear and vibration of pumping sections of UECN // Drilling and oil. 2016. no. 2. p. 52-56.
9. Installation of electric center pumping station: pat. no. 2386055 of the Russian Federation. Publ. 10.04.2010. Byul. no. 10.
10. Vibration dampener for stretching, compressing and torsional vibrations: pat. no. 2455452 of the Russian Federation. Publ. 10.07.2012. Byul. no. 19.
11. Suppression of transverse vibrations of the electric centrifugal pump by modulating the speed of rotation of the engine: pat. no. 2456481 of the Russian Federation. Publ. 20.07.2012. Byul. no. 20.
12. A. Carrella M. J., Brennan T. P. Waters. Static analysis of a passive vibration isolator with quasi-zero-stiffness characteristic // Journal of Sound and Vibration. 2007. N301(3-5). p. 678-689.
13. Carrella A. Passive vibration isolators with high-static-low-dynamic-stiffness // Ph. D. Thesis, ISVR, University of Southampton. 2008.
14. Iemura H., Pradono M.H. Advances in the development of pseudo-negative-stiffness dampers for seismic response control // Structural Control and Health Monitoring. 2009. N16 (7-8). P.784-799.
15. Le T.D., Ahn K.K. A vibration isolation system in low frequency excitation region using negative stiffness structure for vehicle seat // Journal of Sound and Vibration. 2011. Vol. 330. N26. P. 6311-6335.
16. Liu X., Huang H., Hua N. On the characteristics of a quasi-zero stiffness isolator using Euler buck-led beam as negative stiffness corrector // Journal of Sound and Vibration. 2013. Vol. 332. P. 3359-3376.
17. Klitovoy V. V. Analysis of the application of active vibration protection systems with controlled quasi-zero stiffness // Energy saving. Power engineering. Energy audit. 2015. No. 2 (133). pp.
66-71. 18. Valeev A. R., Zotov A. N. Creating artificial gravity by oscillation system with force characteristics with areas of quasi-zero stiffness // Russian Journal of Biomechanics. 2014. Vol. 18. N2. p. 144.
19. Valeev A.R., Zotov A.N, Harisov Sh.A. Application of disk springs for manufacturing vibration isolators with quasi-zero stiffness // Chemical and Petroleum Engineering. 2015. Vol. 51. N 3. p. 194-200.
20. Zotov A. N., Valeev A. R., Tichonov A. Yu. Application of oscillatory system with quasi-zero stiffness for creation artificial gravity // 8th European Nonlinear Dynamics Conference ENOC. Vienna, Austria. 2014.
21. Borehole pumping unit: pat. no. 2641812 of the Russian Federation. Publ. 22.01.2018. Byul. no. 3.
22. Dumler E. B. Investigation of a pneumatic spring compensator for pressure fluctuations with quasi-zero stiffness for a submersible electro-centrifugal pump: dis. ... cand. tech. nauk. Ufa State Technical Petroleum University. Ufa, 2018. 143 p.
23. Adaptive negative stiffness: A new structural modification approach for seismic protection using Adaptive Negative Stiffness Device / D. T. R. Pasala [and others] // Struct. Eng. 2013. Vol. 139. p. 1112-1123.
УДК 622.274
СНИЖЕНИЕ ЭНЕРГОЁМКОСТИ ГИДРОТРАНСПОРТИРОВАНИЯ
А.Л. Иванников, А.Э. Адигамов, К.А. Головин, А.Б. Копылов
Дан анализ негативных последствий воздействия горнодобывающего предприятия на экологию региона. Предложен вектор направлением повышения эффективности функционирования горнодобывающего предприятия путём комплексного подхода к освоению природных и техногенных ресурсов. Рекомендованы направления улучшения экономико-энергетической эффективности трубопроводной системы. Рассмотрены вопросы снижения энергоёмкости трубопроводного транспортирования литых твердеющих закладочных композитов и отдельных его компонентов. Описаны исследования зависимостей напора гидрокомпозита, при гидравлическом транспорте от концентрации твёрдой фракции в ней. Определена энергоемкость гидротранспортной системы зависит от величины концентрации твердых частиц в объеме транспортируемого гидрокомпозита. Выявлены зависимости: пропускной способности трубопроводной системы от коэффициента сопротивления; приведённой плотности от концентрации твёрдой фракции и мощности трубопроводной системы от концентрации твёрдой фракции в транспортируемом гидрокомпозите. Установлено, что энергетические затраты на гидравлический транспорт твердых материалов являются функцией механических характеристик твердой фазы потока и гидрокомпозита. С увеличением концентрации твёрдой фазы происходит снижение энергетических затрат трубопроводной транспортной системы. Оптимальная концентрация твёрдой фазы составляет 0,08.
Ключевые слова: геотехнология, гидрокомпозит, закладочный композит, трубопроводный транспорт, трубопроводная система, экономический эффект, энергетические затраты.
Введение
Важнейшим направлением повышения эффективности функционирования горнодобывающего предприятия, особенно при добыче и производстве цветных, драгоценных и редких металлов, является рациональное, комплексное использование ресурсов недр Земли [1]. Вместе с тем истощение благоприятных к выемке запасов минерального сырья в условиях постоянного роста потребления вызывает необходимость нового научно-методического подхода к решению проблем проектирования комплексного освоения и сохранения недр, отвечающего требованиям повышения полноты и качества использования георесурсов [2].
