сети до потребляемого значения напряжения на зажимах электро­ двигателя с учетом потерь напряжения в кабеле, а также обеспечи­ вает управление работой насосного агрегата установки и его защиту при аномальных режимах.

Наземное оборудование может быть дополнено преобразовате­ лем частоты тока для управления частотой вращения ротора насос­ ного агрегата.

2.3. Расчет диаметральных габаритов установки

Характерными особенностями условий эксплуатации установок погружных лопастных насосов являются:

1. Ограниченные диаметральные габариты обсадной колонны скважины, а, следовательно, насоса и двигателя.

2.Довольно значительные изменения кривизны скважин: от вер­ тикальных до наклонно-направленных.

3.Длина насосного агрегата достигает 40 м и более из-за большого потребного напора — до 3650 м.

Диаметральные габариты насосного агрегата, НКТ и кабеля вы­ бирают по внутреннему размеру обсадной колонны скважины и по степени кривизны ствола скважины.

Рассмотрим вначале выбор диаметрального габарита установки применительно к вертикальной скважине. При этом предполагается концентричное расположение насосного агрегата и НКТ относитель­ но обсадной колонны, а так же установка плоского кабеля вдоль на­ сосного агрегата и круглого кабеля вдоль НКТ (рис. 2.3а).

Во многих российских нормативных документах диаметральный габарит установки рассчитывается по следующей формуле:

где DH, DflB— наружные диаметры корпусов соответственно насоса и двигателя;

hK— толщина плоского кабеля;

е — толщина защитного устройства плоского кабеля.

Следует отметить, что такой расчет диаметрального габарита уста­ новки недостаточен, так как не учитывает другие, возможно сущест­ венные по величине, составляющие поперечного размера установки.

Выбор установки по поперечному размеру должен производиться по минимальному зазору, определенному в соответствии с [166] по 5- ти возможным выражениям:

Этот вывод впервые был получен одним из ведущих специалис­ тов ОКБ БН Рыженковым А. И. Это выражение точнее определяет поперечный диаметр насосного агрегата, чем применяемое многими производителями выражение (2.1).

Для случая D„ < Dnp в выражении (2.7а) вместо DHследует подста­ вить Dnp и по выражению (2.7) найти Dal.

Таким образом, определив зазоры по вышеприведенным выра­ жениям, находим минимальное его значение. Минимально-допус­ тимый зазор, при котором возможен безаварийный спуск и подъем установки, может быть найден опытным путем, так как возможно

садных колоннах. Это условие было выражено следующим образом: темп набора кривизны ствола скважины не должен быть более 3 ми­ нут на 10 м длины, что было получено для наиболее «узкой* комби­ нации (установки группы 5А — скважины 5 3/ 4”). Для большинства комбинаций «установка-скважина», отличных от вышеупомянутых «узких», условия вписываемости установки могли соблюдаться при темпах набора кривизны, больших 3 мин на 10 м длины.

Исходя из этого и учитывая применение установок в скважинах новых диаметральных габаритов и в различных их комбинациях, да­ лее возникла необходимость определения условия вписываемости конкретной установки на определенный участок ствола скважины, что показано на рис. 2.5.

Выразим угол а кривизны участка скважины

а =360— ' 2nR

Для определения радиуса кривизны R скважины из прямоугольно­ готреугольника AAON получим выражение

R2 = fUJ-T + [R - { d ,- d 2)}2

из которого после упрощения находим

(2.13)

8(4 - 4 ) 2

Учитывая, что вторая слагаемая этого выражения пренебрежимо мала, можно записать

(2.14)

8(4 - 4 ) '

Подставив полученное равенство (2.14) в выражение (2.12) и зна­ чение L=10 м, получим угол кривизны ствола скважины, при кото­ ром 10 м установки вписывается на этом участке скважины

где s = d| —d2 — зазор между внутренним диаметром скважины и поперечным диаметром установки.

Вывод выражения (2.15) впервые получен в [187].

Аналогичное выражение для определения угла а можно подучить, из того же прямоугольного треугольника AON

Подставив в это равенство выражение (2.13), получим:

Оба выражения (2.15) и (2.17) используются российскими изгото­ вителями и пользователями-нефтяниками для определения мини­ мальной кривизны ствола скважины, обеспечивающей отсутствие из­ гиба установки в месте ее подвески. Следует обратить внимание, что выражение (2.17) можно написать в упрощенной форме:

При этом это упрощение вносит незначительную погрешность (0.00016%).

Все вышеприведенные ограничения по положению установки в месте подвески и по прохождению установки при спуске к месту ее подвески относятся исключительно к собственно установке. Исходя из этого, при определении подвески установки обычно оперируют ее длиной без учета насосно-компрессорных труб (НКТ). Сравне­ ние прогибов установки при расчете по схеме без НКТ, как регла­ ментируется в технических условиях российских изготовителей и в технических требованиях российских нефтяных компаний, и с НКТ применительно к скважинах с кривизной показало нижеследующее (рис. 2.6).

В наклонно-направленных скважинах можно найти участок, в ко­ торый спускаемая установка без НКТ может разместиться без ее про­ гиба. Но при расчете с НКТ оказывается, что установка с НКТ имеет определенный прогиб.

Известно, что наработка установки с прогибом будет существен­ но ниже, чем без прогиба [11]. Поэтому спуск установки и выбор места установки в наклонно-направленной скважине должны быть выполнены с расчетом прогиба установки с НКТ длиной не менее

Рис. 2.6. Схема расположения насосного агрегата н скважине:

а) схема расчета без учета Н КТ;

б) схема расчета с учетом Н КТ.

20 м. Такие расчеты могут быть выполнены по программе подбора, что и реализовано, например, в программе Novomet Sel-Pro (9|.

2.4. Характеристика погружного насоса и его сети. Рабочий режим насоса

В общем виде энергия насоса расходуется на подъем пластовой жидкости с динамического уровня Ндин скважины на поверхность, на создание буферного давления Рбуф (см. рис. 2.2) и на преодоление гидравлических сопротивлений (потери трения) Нтр в НКТ (рис. 2.7). Первыедве составляющие (Ндин и Р6уф) не зависят от подачи, а гидрав­ лические потери в НКТ приближенно пропорциональны подаче во второй степени: H ^A Q 2.

Для случая откачки однородной жидкости без свободного газа, на­ пример, при откачке задавочной жидкости из скважины при ее осво-

Рис. 2.7. Определение рабочего режима насоса.

ении после ремонта, характеристика сети, т. е. зависимость расходуе­ мой энергии от подачи, будет равна:

длины (длины в один диаметр) НКТ([188));

1, d| — соответственно длина и диаметр НКТ, м,

v — средняя по сечению НКТ скорость потока, м/с.

Графически эта зависимость представляет собой параболу, вершина которой смещена по оси ординат на величину динамического уровня Ндин и величину, соответствующую буферному давлению Рбуф/У- РУ' тизна параболы зависит от коэффициента сопротивления НКТ и их

относительной длины.

На рис. 2.7 приведены характеристика сети и напорная характерис­ тика насоса. Точка их пересечения, характеризующая баланс создава­ емой насосом и расходуемой в сети энергий, является рабочей точкой,

определяющей рабочий режим насоса.

При подборе насоса для конкретной скважины необходимо, чтобы рабочий режим насоса находился в его рабочем диапазоне подач ха­ рактеристики. Естественно, что как напорная характеристика насоса, так и характеристика сети должны быть определены для реальной от­ качиваемой смеси, в общем случае содержащей нефть, воду, свобод­ ный газ и мехпримеси.

При определенных формах напорной характеристики насоса ее пе­ ресечение с характеристикой сети возможно не в одной рабочей точ­ ке, как показано на рис.2.7, а в двух. Для этого необходимо наличие западающего участка напорной характеристики насоса, т. е. от нуле­ вой подачи напорная характеристика имеет участок восходящей ветви до точки максимального напора.

Работа насоса на таких режимах возможна в процессе освоения скважины, (см. подраздел 2.7.3). Наличие двух рабочих точек насо­ са приводит к его неустойчивой работе: возникает неустановившийся режим работы насоса — помпаж с периодическими толчкообразными изменениями подачи и напора, часто сопровождающимися гидравли­ ческими ударами в сети.

Несмотря на то, что такой режим работы насоса может длиться от­

носительно короткое время, он может существенно снизить ресурс и надежность насоса.

2.5. Исполнения насосов, конструкции ступеней Погружной лопастной насос для добычи нефти представляет собой

многоступенчатую и в общем случае многосекционную конструкцию. Количество секций в насосах колеблется от двух до десяти. Рабо­ чие органы — ступени (СН — ступени нефтяные) — размещаются в расточке цилиндрического корпуса каждой секции. В одной секции насоса может размещаться от 50 до 200 ступеней в зависимости от их

монтажной высоты.

Максимальное количество однотипных ступеней в насосах, осво­ енных производством, достигает 1048 штук

Радиальные нагрузки, действующие на ротор, воспринимаются подшипниками скольжения. Осевая сила, действующая на вал насос­ ной секции, воспринимается двусторонней опорной пятой или пятой, установленной в протекторе.

Насосы выпускаются в четырех конструктивных исполнениях: обычного исполнения — для откачивания малоагрессивной про­

дукции, содержащей до 0,1 — 0,2 г/л механических примесей; износостойкие насосы — для откачивания малоагрессивной про­

дукции, содержащей механические примеси в количестве до 0,5 г/л и более;

коррозионностойкие насосы — для откачивания продукции с 6 < pH < 8,5, содержащей сероводород до 1,25 г/л;

коррозионноизносостойкие насосы.

Исполнения насосов отличаются материалами рабочих органов, корпусных деталей, пар трения, конструкцией и количеством ради­ альных подшипников.

Максимальное значение развиваемого напора 3650 м. Общая длина насоса достигает 40 м. Это объясняет применение особого параметра, входящего в характеристику технического уровня, — напорности, т. е. напора на единицу монтажной высоты СН.

Насосы должны быть на уровне современных требований по КПД, напорности надежности, долговечности, технологичности и других показателей, которые в большей степени определяются соответству­ ющими показателями рабочих органов насосов.

Проточная часть погружных лопастных насосов для добычи нефти (ПЛН) состоит из пакета однотипных элементов — ступеней.

В серийных насосах, выпускаемых российскими изготовителями, используются ступени с наружными диаметрами 75, 80, 90, 100, ПО,

118, 122, 156 мм, предназначенные для использования в ПЛН. Эти насосы охватывают номинальные подачи от 15до 4000 м3/сут.

По широко используемому в насосостроении критерию подобия

— коэффициенту быстроходности ns — ступени ПЛН охватывают ns

от 90 до 500.

В этих насосах применяются ступени четырех конструкций: цен­ тробежные, центробежно-вихревые, центробежно-осевые и диаго­ нальные — рис. 2.8 (описание различий приведено ниже).

Наиболее широко применяются центробежные и диагональные ступени. Поэтому нижеприведенные подробные описания посвяше-

Ь)

а) центробежная с осерадиальным направляющим аппаратом; б) диагональная- в) Центрально-вихневая; г) центробежно-оСевая

ны этим конструкциям ступеней. Они различаются формой проточ­ ной части, соотношением геометрических размеров, формой графи­ ческих характеристик ступеней.

Каждая СН (ступень нефтяная), как любая ступень лопастного на­ соса, состоит из рабочего колеса и направляющего аппарата.

При изменении коэффициента быстроходности п* меняется фор­ ма колеса и направляющего аппарата (см. рис. 2.12). При малых п, (ступени малой быстроходности) центробежные колесо и аппарат - с узким и длинным меридианным сечением. Это ступени с осеради­ альным отводом. Проточный тракт этой ступени можно разделить на следующие участки: рабочее колесо и лопаточный отвод, состоящий из безлопаточной кольцевой камеры, лопаточного направляющего аппарата и безлопаточной кольцевой камеры. С увеличением ns (ка­ налы расширяются) увеличивается отношение B2/D 2, диаметры входа и выхода сближаются, меридианные сечения колеса и аппарата из ра­ диальных превращаются в диагональные — диагональные ступени.

Ступени осерадиальной конструкции, используемые в ПЛН, име­ ют определенные конструктивные особенности по сравнению с дру­ гими центробежными ступенями [3, 4, 6, 168]:

1. В оригинальной конструкции СН с гидродинамической схемой, не имеющей аналогов, предусмотрены осерадиальные лопаточные от­ воды, что позволяет получать максимально возможный напор ступе­ ни при относительно малых диаметральных габаритах насоса. Наруж­ ный диаметр рабочего колеса СН максимально увеличен в пределах возможного габарита. Отношение его среднего наружного диаметра к наибольшему размеру проточной части D2cP./DBK= 0,95 —0,8.

Экран на выходе из рабочего колеса определенным образом влияет на структуру потока в каналах рабочего колеса, направляющего аппа­ рата и на характеристику ступени в целом.

Своеобразная гидродинамическая схема СН обуславливает более резкое снижение осевой силы, действующей на рабочее колесо, при увеличении подачи. Режим нулевой осевой силы соответствует значе­ ниям относительной подачи 1,2 < Q s 1,45 « 2 = Q/Qonm) — рис. 2.9.

2. Количество ступеней в ПЛН исчисляются сотнями. Для возмож­ ности сборки такого количества ступеней в ПЛН и разгрузки вала от большой осевой силы применяют плавающее рабочее колесо, которое на валу насоса в осевом направлении не фиксируется и удерживается от проворота призматической шпонкой.

3. Относительные размеры входной воронки рабочего колеса СН существенно меньше, чем у поверхностных насосов, так как разме­ ры их входной воронки выбираются из условия минимума суммарных гидравлических потерь в рабочем колесе и потерь трения в его инди­

видуальной пяте.

4. По полезной гидравлической мощности СН относится к мик­ ро- и мелким насосам. Из-за невозможности соблюдения геомет­ рического подобия по толщине лопаток, относительной шерохо­ ватости невыполнимо создание скважинных насосов пересчетом поверхностных. Течение в каналах СН происходит вне зоны авто­ модельности, по-этому характеристики СН сильно зависят от вяз­ кости; существенно влияние на характеристики технологических отклонений размеров и форм проточной части.

5. Каналы направляющего аппарата являются относительно ко­ роткими, сильно изогнутыми из-за абсолютно малых размеров и относительно больших диаметров валов СН. Лопаточная решетка аппарата является гидродинамически прозрачной. СН характери­ зуется входной циркуляцией скорости потока жидкости на режи­ мах рекомендуемого диапазона подач.

Рис. 2.9. Характеристика ступени:

Q подача, Н — напор, N — мощность, rj — КПД, Рос — осевая сила.

Оригинальная гидродинамическая схема и конструкция СН обус­ лавливают особенности рабочего процесса и расчета по сравнению со ступенями насосов общего назначения.

Вышеописанные ступени с осерадиальным отводом по приведен­ ной конструкции имеют коэффициент быстроходности до ns < 150. На большие коэффициенты быстроходности, на большие подачи в ПЛН используются ступени диагональной конструкции, которые по сравнению с аналогичной диагональной конструкцией ступени, при­ меняемой в непогружных насосах, не ограниченных диаметральными габаритами, имеют относительно большие диаметры вала и относи­ тельно малые монтажные высоты.

Центробежно-вихревые ступени начали применяться в ПЛН с 1995 года и имеют пока относительно ограниченное применение.

Конструкция центробежно-вихревых ступеней отличается от цен­ тробежных ступеней следующими особенностями (рис. 2.8):

1.На периферии ведущего диска рабочего колеса на его наружной поверхности установлены трехсторонние ячейки, открытые с вне­ шней и боковой стороны диска.

2.Входные кромки лопаток направляющего аппарата выступают за внешний диаметр наружной крышки (нижнего диска) аппарата.

3.На сопряженной колесу поверхности наружной крышки направ­ ляющего аппарата выполнен боковой кольцевой канал.

Центробежно-вихревые ступени по сравнению с центробежными при одинаковых диаметральных габаритах имеют более высокую на­ порную характеристику во всем диапазоне подач ступени, при этом обеспечивается монотонно падающая ее форма (рис. 2.10).

Конструктивная особенность центобежно-осевых ступеней за­ ключается в том, что в пространстве между выходом рабочего колеса, входом направляющего аппарата и внутренней поверхностью корпуса размещены дополнительные осевые лопатки в виде вращающегося осевого венца (рис. 2.8 г). Установка лопаточного венца в безлопаточном пространстве позволяет:

—создавать более равномерное распределение скоростей на входе

вканалы аппарата, что увеличивает пропускную способность направ­ ляющего аппарата и повышает КПД аппарата, а, следовательно, сту­ пени;

—повысить диспергацию газожидкостной смеси и увеличить до­ пустимое газосодержание (до 40%).

С этой целью было проведено обобщение опытных данных, кото* рое было выполнено на основе методов подобия и теории размерности Применительно к ступени лопастного насоса критериальное уравне­ ние в общем виде можно выразить как [189].

(2.20)

где — — условная запись критерия геометрического подобия,

D

Д

------ относительная шероховатость поверхностей проточных каналов,

D

— — критерий кинематического подобия,

U

Re — число Рейнольдса потока.

Для полного геометрического моделирования должно соблюдать­ ся равенство относительной шероховатости поверхностей проточных каналов ступени. Следует отметить, что приведенная методика пред­ полагает одинаковую абсолютную шероховатость А. Влияние шеро­ ховатости на параметры КПД ступеней приведено в разделе 2.6.3.

Кроме того, методика предполагает разработку применительно для работы ступеней на воде. При необходимости определение энергети­ ческих параметров и характеристики ступени для случая ее работы на вязкой жидкости производится по известной методике П.Д. Ляпкова ([169] и раздел 2.7.4.).

Принимая приведенные допущения, критериальное уравнение для ступени (2.20) представится как уравнение в функции от критериев геометрического и кинематического подобия:

(2.20а)

с учетом известных равенств

С = _ 0 _ и и = nnD nD2 ~60~

критерий кинематического подобия будет равен:

4*60 где с! _ коэффициент пропорциональности.

Критериальное уравнение для ступени (2.20а) с учетом пропорци­

ональности кинематического подобия параметру -Q— (2.206)

пР

g

полученных на основе теории размерности, тождественно уравнени­ ям подобия для ступеней:

Поэтому при расчете центробежных и диагональных ступеней как энергетические параметры ступени, так и конструктивные ко­ эффициенты могут быть приняты в функции от критерия подобия

пР:

где параметры следует брать в следующих размерностях:

[QonT]= M3/ceK, [п]=мин |, [DBK]=M.

Для определения широко применяемого в насосостроен ии коэф­ фициента быстроходности ns из уравнений подобия (2.21а) и (2.216)

находится отношение

Принимая р =1000 кг/м3, N |—75 кГм/с, Hj 1 м и определяя мощ­

Коэффициент быстроходности в виде выражения (2.23) широко используется при обобщении опытных данных по насосам и турбинам и применяется наравне с коэффициентом подобия П для обобщения опытных данных и систематизации конструктивных коэффициентов ступеней ПЛН.

Для проектирования ступени обычно задают следующие исход­ ные данные: объемную номинальную подачу QH (м3/сут); частоту вращения п (м ин1); максимальный диаметр проточной полости сту­ пени DnK(мм); диаметр вала насоса <Зв(мм).

Первоочередная задача при проектировании ступени заключается в разработке ступени с гидравлическими качествами на уровне или выше соответствующих уровней сравниваемых альтернативных ступеней.

Гидравлические качества ступеней оценивают обычно коэффици­ ентом полезного действия т], напорности — напором на единицу мон­ тажной высоты ступени H/L на подаче оптимального режима. Естест­ венно, эти параметры должны быть приведены к единой частоте вра­ щения вала. Для корректности эти параметры следует сравнивать с соответствующими параметрами альтернативных ступеней одного и того же диаметрального габарита.

Например, на рис. 2.11 приведены уровни напорности ступеней и КПД насосов серии 400 (наружный диаметр насоса 101.6 мм) зарубеж­ ных фирм [196, 197].Насосы этого габарита наиболее широко приме­ няются в нефтепромысловой практике РФ.

Следует отметить, что гидравлические качества ступеней сущест­ венно зависят от следующих факторов: точности изготовления и ше­ роховатости поверхностей проточных каналов ступени, диаметра ва­ ла, одноили двухопорности ступени.

Номинальное значение напора ступени можно оценочно опреде­ лить по среднему выходному диаметру рабочего колеса D2Cp и стати-

стически полученному коэффициенту окружной скорости

Для повышения эффективности и надежности работы ступе ни необходимо добиваться максимального приближения значе­

ния подачи QH номинального режима к оптимальной полаче О ** ХОПГ

К ступени предъявляются также конструктивные, технологические иэксплуатационные требования, обусловленные соображениями прочности эксплуатационного ресурса и технологии изготовления ступени.

Из эксплуатационных требований, предъявляемых к насосам, еле-' дует отметить требование к форме напорной характеристики насоса) (ступени): напорная кривая должна быть монотонно-падающей, со­ отношение напора насоса на нулевой подаче и подаче, соответствую­ щей номинальному режиму, должно быть достаточным для освоения скважины после ремонта. Это соотношение по экспертным оценкам должно быть не менее 1.1...1.15.

В настоящее время при проектировании СН применяют два мето­ да расчета: метод аналогов и конструктивно-аналитический метод.

Метод аналогов основывается на использовании ступени-аналога с высокими технико-экономическими показателями с известными конструкцией и энергетическими параметрами (характеристиками) и заключается в пересчете размеров и параметров ступени-аналога на габариты и частоту вращения проектируемой ступени по законам по­ добия и с учетом влияния вынужденного нарушения геометрическо­ го подобия, необходимого для выполнения требований технического задания. К ним относятся отклонения от подобия толщин лопаток, относительной шероховатости поверхностей проточных каналов, вы­ ходной ширины каналов, наружного выходного диаметра и выходно­ го угла лопастей рабочего колеса.

При использовании конструктивно-аналитического метода гео­ метрические размеры меридианного сечения ступени определяют на основе статистических зависимостей конструктивных коэффициен­ тов от критерия подобия, а угловые размеры лопаток рассчитывают по струйной теории и по экспериментально полученным зависимос­ тям. Ниже изложены особенности расчета ступеней центробежной и диагональной конструкции ПЛН.

Рис. 2.12. Меридианные сечения рабочих колес и направляющих аппаратов:

а —рабочее колесо с П< 1.5; б — рабочее колесо с П> 1.5; в — направляющий аппа­ рате— П£ 1.5; г — направляющий аппарате П> 1.5 (для ступени с П= 1.5 коэффици­

ент быстроходности, ns, соответствует 150).

значениям DBK, Dfl, b3, L с учетом рекомендаций. Вход в канал и выход из него оформляются радиусами.

Канал направляющего аппарата ступеней с П> 1.5 проводят под уг­ лом к оси. Меридианное сечение строят по значениям D BK, D A , L, I. Изменение меридианного сечения от входа к выходу должно быть мо­ нотонным. Начальный участок меридианного сечения канала (до 20% длины канала) может иметь постоянную ширину. Выходной участок канала выполняют таким образом, чтобы придать входящему в колесо потоку осевое направление.

Расчет и профилирование лопаток рабочего колеса и направляю­ щего аппарата СН осуществляют по общепринятой в насосостроении

а)

Рис. 2.13. Границыотрывных зон в каналах направляющего аппарата

ступени с п,= 150:

а) - у нижнего диска, б) - у верхнего диска;

кания решеток идеальной жидкостью, не дают удовлетворительную сходимость с экспериментальными значениями углов отставания (рис. 2.14). На основе экспериментальных данных для режимов ми­ нимальных потерь в направляющем аппарате найдена зависимость

р а б о л и ч е е к п й л применима Для направляющих аппаратов с па­ раболическойформой средней линии профиля лопаток при отображе-

Рис. 2.15. Распределение «составляющих скоростей в сечениях 3 и 4:

«а* — эксперимент, «б» — принятая модель.

где Ь — расстояние вдоль входной кромки аппарата от точки с диа­ метром D4max; ip4 — коэффициент стеснения лопатками;

Ст м«— максимальная меридианная составляющая

где Ь4вх— ширина входа в направляющий аппарат.

Угол атаки на входе в лопаточную решетку направляющего аппа­ рата рекомендуется принимать 2—15е

Известно, что рабочие органы высокоэффективных ступеней с высоким критерием подобия (П>1,5) по гидравлическому расчету должны иметь такие значения входных и выходных углов лопаток, которые выполняются лопатками двойной кривизны. Однако мас­ совое производство рабочих органов с лопатками двойной кривиз­ ны и с такими малыми диаметральными габаритами, какие имеют СН, неэффективно. Поэтому производится замена лопаток двой­ ной кривизны наклонно-цилиндрическими лопатками (НЦЛ), т. е. лопатками с цилиндрической поверхностью, направление образую­ щей которых выбирается в пространстве таким, чтобы отступления ее от конфигурации исходных лопаток двойной кривизны были бы

минимальными. Это техническое решение позволило существен­ но повысить КПД ступеней ЭЦН с высоким критерием подобия по сравнению со ступенями с ЦЛ, а также более, чем в 1,5 раза расши­ рить область применения ЭЦН по подаче при тех же диаметральных габаритах.

Изготовление рабочих органов с НЦЛ более трудоемко по сравне­ нию с рабочими органами с ЦЛ.

При проектировании рабочих колес и направляющих аппаратов с НЦЛ сначала проводят расчет и профилирование лопаток двойной кривизны, затем подбирают направление образующих НЦЛ и опреде­ ляют профиль лопаток.

Замена лопаток двойной кривизны наклонно-цилиндрическими должна обеспечить наименьшие отклонения от поверхности лопаток двойной кривизны, что выполняется путем проб.

Средняя струйка лопатки двойной кривизны при замене ее НЦЛ остается без изменения; незначительно меняется конфигурация ло­ патки по крайним струйкам.

Для примера замена лопатки двойной кривизны направляющего аппарата на НЦЛ показана на рис. 2.16.

Точки пересечения образующих со стенками канала определяются соотношениями

и средней точкой выходной кромки £ ап =10-23° Таким образом, в результате расчета и проектирования определя­

ют геометрию, напор и КПД оптимального режима ступени.

2.6.2. О методике расчета центробожно-вихревых ступеней Высоконапорные насосы ВНН, в которых используются центро­

бежно-вихревые ступени (ЦВС), начали применяться в нефтепро­ мысловой практике в 2000 году. Изготовителем насосов ВНН является ЗАО «Новомет».На конструкцию ступени ЦВС получены патенты РФ [199], международный и евразийский патенты.

Успешность применения ступеней ЦВС обеспечивается более высокой напорностью по сравнению с центробежными ступенями, особенно на малых подачах, эффективностью их работы на газо-

о

Рис. 2.16. Принцип профилирования НЦЛ направляющего аппарата.

жидкостной смеси (допустимое газосодержание на входе в насос повышается с 25 до 35%), уменьшением осевой силы, действующей на рабочее колесо, что приводит к снижению потерь на трение в осевой опоре рабочего колеса и к увеличению ресурса работы осе­ вой опоры колеса.

Следует отметить главную особенность ступеней ЦВС: эти сту­ пени развивают существенно больший напор на малых подачах. Это позволяет повышать напор и на номинальных режимах ступени при обеспечении монотоннопадающей формы напорной характеристи­ ки за счет выбора больших значений геометрических параметров ступени, например, выходного угла лопаток рабочего колеса и на­ правляющего аппарата, высоты каналов рабочего колеса. Конс­

трукция ЦВС — ступеней позволяет существенно повысить разви­ ваемый напор и КПД по сравнению с центробежными ступенями.

Внастоящее время не имеется окончательной методики расчета

ипроектирования ЦВС-ступеней. Однако по имеющемуся опыту разработки этих ступеней установлено, что расчет и проектирова­ ние центробежно-вихревых ступеней следует проводить по выше­

изложенной методике по центробежным ступеням со следующими отличиями:

1.Выбор выходного угла лопасти рабочего колеса может быть про­ веден по рекомендациям для центробежных ступеней (табл. 2.3). Од­ нако оптимальными значениями выходного угла лопастей рабочего колеса являются углы выше 45°

2.Аналогичный подход должен быть принят и для выходного угла лопаток направляющего аппарата. Оптимальные значения этого угла превышают 100°

3.Диаметр диафрагмы направляющего аппарата следует опреде­

лять по коэффициенту КВь (табл. 2.3), но в отличие от зависимости (2.27) для центробежных ступеней, этот коэффициент для центробеж­ но-вихревых ступеней следует определять по зависимости

4. Наружный диаметр верхнего диска рабочего колеса следует оп­ ределять по коэффициенту Ки2тт (см. табл. 2.3), рассчитываемому для центробежно-вихревых ступеней по зависимости

5.Ширину канала направляющего аппарата необходимо опреде­ лять по коэффициенту Кв} (табл. 2.3), а ширину каналов рабочего ко­ леса следует принимать больше ширины каналов направляющего ап­ парата в 1,1—1,5 раза.

6.Глубину трехсторонних ячеек на внешней поверхности ведуще­ го диска рабочего колеса выполнять равной 0.035—0.05 величины на­ ружного диаметра рабочего колеса.

Необходимо отметить относительно небольшой опыт по разработ­ ке ЦВС-ступеней. Поэтому полученные расчетом по приведенным рекомендациям геометрические параметры ориентировочны. Для разработки полноценной методики расчета и проектирования ЦВСступеней необходимо накопление опытного материала и аналитичес­ кие и экспериментальные исследования рабочего процесса центро­ бежно-вихревых ступеней.

2.6.3. Влияние шероховатости поверхностей проточных каналов на гидравлический и полный КПД ступеней

Изготовление ступеней ПЛ Н — массовых деталей —является одной из наиболее сложных технологических задач. Конструкция ступеней ПЛН создает определенные сложности в производстве из-за малых диаметральных габаритов деталей, точных, с узкими гидравлически­ ми каналами, с тонкими профилями лопаток, а также из-за высоких требований к шероховатости поверхностей проточных каналов.

Как было уже отмечено, в ПЛН используются две принципиаль­ но различные, с т. з. технологии изготовления, конструкции рабочих органов: с цилиндрическими (ЦЛ)и с наклонно-цилиндрическими лопатками (НЦЛ).

Традиционная технология изготовления большинства ступеней ПЛН — литье.

В зависимости от требуемой коррозионной стойкости насосов для из­ готовления рабочих органов используются различные чугуны: серый чу­ гун, модифицированный церием и бором, для насосов обычного испол­ нения и аустенитный коррозионностойкий чугун — нирезист — с боль­ шим содержанием никеля и мели для коррозионностойких насосов.

Требования к качеству отливок рабочих органов установлены тех­ ническими условиями (ТУ) на насосы, где оговариваются в количес­ твенном отношении требования к отливкам по точности, по шерохо­ ватости, раковинам, спаям, недоливам и т. д.

Отклонение по ширине в меридиональном сечении рабочих кана­ лов свыше +0,3-г-0,2 мм; наличие дефектов, увеличивающих гидрав­ лическое сопротивление каналов — шероховатости, приливов, рако­ вин и т.д. сверх разрешаемых ТУ приводят к снижению параметров ступени по напору и КПД.

Обеспечение требований ТУ при использовании традиционной технологии литья приводит к высокой трудоемкости изготовления отливок и к значительному проценту брака.

До настоящего времени шероховатость отечественных отливок на­ ходилась в пределах R,,40-rR780 мкм по ГОСТ 2789-73.

В 90-е годы, с образованием ЗАО «Новомет-Пермь», в РФ начали использовать новую, порошковую технологию изготовления ступе­ ней с ЦЛ, которая обеспечивает большую точность и шероховатость поверхностей проточных каналов рабочих колес и направляющих ап­ паратов в пределах RJ.10-RJ.15 мкм по ГОСТ 2789-73.

Вышеприведенные технологии изготовления касаются ступеней серийно выпускаемых насосов ПЛН. Кроме этого, следует отметить другие различные технологии (фрезерование, прототипирование и т. д.), которые используются для изготовления экспериментальных и опытных ступеней в процессе их разработки и которые позволяют получать ступени с шероховатостью проточных каналов до Rz5 мкм. В связи с этим возникает задача пересчета параметров эксперимен­ тальной ступени с шероховатостью поверхностей проточных каналов, допустим с RZ5MKM, на шероховатость, получаемую при серийной тех­ нологии изготовления ступеней.

Отсюда вытекает важность определения влияния шероховатости поверхностей проточных каналов на характеристику ступеней.

В ОКБ БН в 70-е годы была поставлена работа по эксперименталь­ ному исследованию влияния шероховатости на гидравлический КПД ступеней ПЛН [81]. В качестве объекта исследований были взяты ступени трех значений коэффициента быстроходности ns: 110, 145, и 250. Ступени каждого ns были взяты в двух габаритных модификациях (типоразмерах): с максимальным гидравлическим размером 71 или 76.5 и 94 мм. Каждый типоразмер был изготовлен с различной шеро­ ховатостью проточных каналов: с Rz 5, Rz 22-23, Rz 45-46 и Rz 271-272 мкм по ГОСТ2789-73. Рабочие колеса и направляющие аппараты сту­ пеней были изготовлены из чугуна литьем в сухие песчаные формы. Различная шероховатость литых поверхностей ступеней одного ти­ поразмера была получена за счет применения литейных стержней из формовочных песков различного зернового состава, изготовленных по одной и той же литейной металлической оснастке. Модификации ступеней с наименьшей шероховатостью были выполнены путем за­ чистки поверхностей и покрытия их тремя слоями лака ГФ-95. Экс­ периментальная часть работы состояла в проведении нормальных и балансовых испытаний ступеней на лабораторных стендах.

По полученным в результате исследований характеристикам было установлено следующее (рис. 2.17):

1. Напор ступеней по мере увеличения Rz вначале остается практичес­ ки неизменным или даже несколько возрастает, а затем уменьшается.

2. Полный и гидравлический КПД ступеней при увеличении Rz уменьшается.

Установлено, однако, что при различной шероховатости у ступе­ ней наблюдается относительно большая разница значений теорети-

чем колесе ступени, v — кинематическая вязкость перекачиваемой среды.

Связь между гидравлическим КПД ступени и величиной шерохова­ тости стенок проточной части ее должна определяться уравнением [81]

С — параметр, учитывающий долю вихревых потерь в общих гид­ равлических потерях в ступени, который можно рассматривать как показатель гидравлического совершенства геометрии проточной час­ ти насоса и условий течения жидкости в нем.

Анализ приведенных выше опытных данных, результаты которо­ го, представлены на рис. 2.18, позволяет сделать вывод, что уравне­ ние действительно достаточно хорошо (с точностью эксперимен­ тального определения величины гидравлического КПД) обобщает опытный материал, относящейся к ступеням малых размеров, и это уравнение, следовательно, может быть рекомендовано для оценки гидравлического КПД ступеней не только больших и средних раз­ меров \jQ„„m1(о > 4.5 см, как это было показано в [77], но также и для ступеней малого размера, параметр (QonT/ си)1/3 которых, по крайней мере, не менее 1.6 см.

Учитывая более широкий интервал значений относительной ше­ роховатости обследованных ступеней, можно таким образом назвать следующие границы применимости формулы для оценки влияния относительной шероховатости на гидравлический КПД ступеней центробежных насосов при турбулентном режиме течения:

Следует заметить, что при построении графика, представленного на рис. 2.18, значение параметра С для ступени каждой определен­ ной геометрии было принято равным среднему арифметическому значений этого параметра для всех модификаций этой ступени, поскольку какой-либо определенной зависимости значений С от величины шероховатости стенок проточных каналов в пределах од-

В настоящее время в России выпускают насосы с наружными диа­ метрами корпусов 86,92, 103,114,123,130, 136, 172 мм. Максимальные развиваемые напоры этих насосов достигают 3650 м. Дим обеспечения больших напоров при ограниченных диаметральных габаритах в этих насосах размещают необходимое количество ступеней, достигающее 1000 штук. Количество секций в насосах колеблется от двухдо десяти.

Большие потребные напоры, ограниченные диаметральные габари­ ты. массовость изготовления, потребные большие (минимум до года) наработки при фактической невозможности проведения профилакти­ ческого ремонта, обусловили конструкционные особенности ПЛН:

1. Применение в насосах низкой и средней производительности ступеней с оригинальной гидродинамической схемой, не имеющей аналогов в насосостроении. Это — конструкция ступени с осеради­ альным лопаточным отводом, позволяющим обеспечить наружный диаметр рабочего колеса, а, следовательно, и напор ступени макси­ мально-возможными .

2.Использование в конструкции большинства насосов ступени с

т.н. «плавающим» рабочим колесом. Каждое рабочее колесо не фикси­ руется на валу в осевом направлении и удерживается от проворота при­ зматической шпонкой. Колесо может свободно перемешаться в осе­ вом направлении в промежутке, ограниченном опорными поверхнос­ тями, предусмотренными на направляющих аппаратах. Колесо может опираться на индивидуальные для каждой ступени пяты, состоящие из опорных буртов смежных направляющих аппаратов и антифрикци­ онных, износостойких шайб. Это в значительной степени разгружает упорные подшипники вала насоса, так как осевая сила, действующая на рабочие колеса, не передается на вал, обеспечивает более надежную работу осевых опор насоса, позволяет максимально упроститьтехноло­ гию изготовления и сборки многоступенчатых насосов ПЛН.

3.Наличие в каждой насосной секции необходимого количества радиальных подшипников для минимизации износа сопрягаемых радиальных поверхностей секции. Дело в том, что тонкий и длин­ ный вал насосной секции, испытывая осевое усилие в несколько со­ тен килограммов, главным образом, из-за давления на торец вала, при вращении теряет свою прямолинейность и стремится принять волнообразную форму. Из-за этого возникают дополнительные ра­ диальные нагрузки периодического воздействия. Дополнительные нагрузки и вибрация в узлах трения усиливают износ, и неучет этих

Соединение валов модулей-секций между собой, модуля-секции с валом гидрозащиты двигателя осуществляется при помощи шлице­ вых муфт.

Модуль-секция состоит из корпуса, вала, пакета ступеней (рабочих колес и направляющих аппаратов), верхнего и нижнего радиальных подшипников, верхней осевой опоры, головки, основания и двух ре­ бер. Пакет ступеней (от 80 до 200 направляющих аппаратов и рабочих колес) с валом, радиальными подшипниками и осевой опорой поме­

—шайбы. ются плавающими или близкими

кэтому, а по мере износа опорных шайб колеса начинают передавать

свою осевую нагрузку на нижеустановленные колеса, образуя со­ бой единый пакет колес, суммарная осевая нагрузка которых пере­ дается на осевую опору пакета, установленную в его нижней части. В этом положении нагрузка с опорных шайб снимается и их износ практически прекращается. Для повышения эффективности насоса с пакетной сборкой следует предусмотреть верхнюю осевую опору