Обоснование области применения уточненной методики прогнозирования рабочих характеристик скважинных нефтяных турбонасосных агрегатов

Обоснование области применения уточненной методики прогнозирования рабочих характеристик скважинных нефтяных турбонасосных агрегатов

С.С.Антоненко, инж.

СумГУ

На современном этапе разработки нефтяных месторождений Украины и стран ближнего зарубежья применяется насосное оборудование широкого номенклатурного ряда. Основную часть в механизированном способе добычи составляют штанговые насосные агрегаты, около 80% [1]. В свою очередь, эксплуатируемый парк скважинных динамических насосных агрегатов составляет 14% из общего числа применяемого насосного оборудования для добычи нефти. Инженерно-конструкторские разработки по усовершенствованию элементов проточных частей рабочих ступеней создали обширный ряд малоразмерных рабочих колес в части их конструктивного исполнения. Современные скважинные нефтяные насосы типоразмерного ряда ЭЦН достигли максимально возможных для них значений энергетических параметров рабочих характеристик. Проведение научного поиска в изучении дополнительных внутренних резервов для рассматриваемого насосного оборудования с целью повышения их производительности представляется нецелесообразным.

Как результат, направление научно-исследовательских работ пошло в сторону решения вопросов выявления внешних факторов, способствующих поднять производительность данного насосного оборудования на более высокий уровень. Одним из этих направлений стало создание гидродинамического турбинного привода на основе существующих, серийно выпускаемых погружных насосных агрегатов типоразмерного ряда ЭЦН [2]. Разработанный скважинный турбонасосный агрегат (ТНА) позволяет работать в широком диапазоне рабочих режимов вследствие возможности изменения частот вращения приводного ротора в зону их значений от 3000 об/мин до 10000 об/мин, и выше. Данная особенность такого привода способствует согласованию характеристики гидравлической сети скважины и рабочей характеристики насосной части ТНА. Главным фактором, обосновывающим выбор режима работы нефтяной скважинной турбонасосной установки, является высокая вязкость перекачиваемой (добываемой) нефти.

Проблема перекачивания высоковязкой нефти рассматривалась в течение нескольких десятилетий многими исследователями. Были разработаны различные методики пересчета рабочих характеристик центробежных насосов с воды на высоковязкую жидкость [3,4,5]. Главной особенностью в анализе результатов этих методик после применения их к пересчету к отдельно выбранному типоразмеру рабочего колеса является ощутимое рассогласование их между собой. Этот факт свидетельствует о том, что каждая методика была разработана под определенные узковыделенные условия перекачивания высоковязких сред. Для условий же высокой частоты вращения приводного ротора при перекачивании высоковязких жидкостей применительно к насосной части ТНА ни одна из известных методик не приемлема, т.к. не учитывает вышеперечисленных условий эксплуатации.

Вследствие неизученности указанной проблемы на базе научно-исследовательских и экспериментальных работ при кафедре прикладной гидроаэромеханики СумГУ была разработана и создана полуэмпирическая методика прогнозирования рабочих характеристик центробежных насосных ступеней малоразмерного исполнения, работающих на высоковязких жидкостях с высокой частотой вращения приводного ротора [7,8,9]. В конечном итоге была получена уточненная полуэмпирическая методика пересчета. Она представляет собой систему аналитических зависимостей по определению пересчетных коэффициентов по расходу, напору, мощности,КПД:

.

Таблица 1 - Определение значений эмпирических коэффициентов и

В определении структурного параметра значения эмпирических коэффициентов и, как это видно, различные и непостоянные. Результат экспериментальных исследований показал, что в процессе перекачивания высоковязких сред силы инерции не вносят ощутимые влияния на изменение параметров рабочей ступени. Об этом свидетельствует постоянство значений параметра, видимо он численно и характеризует эти силы. В свою очередь, коэффициент изменяет свое значение в зависимости от установленного интервала вязкости, что обосновывает утверждение о влиянии на падение энергетических параметров рассматриваемых насосов сил вязкостного трения, т.е можно предположить, что указанный коэффициент по своей структуре учитывает физику сил вязкости.

Методика определения числа Рейнольдса достаточно полно описана в работе [6]. Особенностью его вычисления является то, что в ней учитываются основные геометрические величины рабочего колеса, непосредственно определяющие качественное значение основных энергетических параметров.

Исходя из дифференцированного рассмотрения основных видов потерь в центробежных насосах, с целью нахождения значений структурного параметра можно утверждать, что эмпирические коэффициенты и включают в себя все виды этих потерь. Данный факт в первоначальном рассмотрении противоречит теории лопастных машин в том, что объемные потери, гидравлические и мощностные не характерны по своей структуре по отношению друг к другу. В этом случае с целью получения универсальности методики для инженерных расчетов взаимоисключение видов потерь в уравнениях определения коэффициентов пересчета осуществлялось введением поправочного числового значения, основанного на результатах экспериментальных исследований. Как видно из уравнений, этот факт ощутимо проявляется в определении коэффициента пересчета по напору. Для остальных коэффициентов эта числовая поправка очень близка к единице, и в конечном результате расчетные значения энергетических параметров удовлетворяют экспериментальным (фактическим).

В ходе экспериментальных исследований был установлен следующий факт, что при изменении частоты вращения в процессе перекачивания высоковязких сред малоразмерными рабочими ступенями известная в теории лопастных машин методика пересчета по частоте вращения претерпевает некоторые изменения. А именно: изменение напора пропорционально изменению частоты вращения в степени 2,1-2,2, но для вязкостей, превышающих значение 130 сСт. Относительно вязкостей в диапазоне от 10 сСт до 120 сСт степень пропорциональности с достаточной точностью для пересчета принимается равной 2. Мощность же изменяется пропорционально изменению частоты вращения в степени 2,7. С ростом вязкости этот показатель уменьшается. Изученное явление подтверждает теорию о структуре течения высоковязкой жидкости в проточных каналах рабочих ступеней центробежных насосов, представленной в [3, 5].

В свою очередь, в процессе перекачивания высоковязкой жидкости сохраняется теория подобия в значениях основных энергетических параметров при изменении частоты вращения в диапазоне результата отношения изменяющихся частот, что тоже хорошо согласуется с общепринятыми основами теории лопастных машин.

Как результат, получаемые расчетные значения рабочих характеристик насосов указанного выше типоразмерного ряда на основе разработанной методики достаточно близки к реальным (эксплуатационным). С точки зрения удобства для инженерных расчетов данная методика не несет в себе сложную последовательность выражений математических вычислений.

В силу разнообразия типоразмерного ряда скважинных динамических насосов для добычи нефти как в конструктивном исполнении, так и по условиям эксплуатации представленная методика, естественно, не может охватить и учесть все объективно существующие факторы, составляющие рабочий процесс перекачивания высоковязких сред. Как следствие, необходимо установить приемлемые интервалы по факторам, определяющим удовлетворительную результативность в применении указанной методики пересчета. Данная методика разрабатывалась по результатам научных исследований влияния основных трех критериев на характер изменения энергетических параметров центробежных насосов, таких, как высокая вязкость, высокая частота вращения, малоразмерный тип конструктивного исполнения рабочих ступеней. Вследствие этого на основании полученных экспериментальных данных область значений этих критериев, в которых методика дает адекватные расчетные результаты с фактическими, следующая:

- в отношении конструктивных особенностей рабочих ступеней она охватывает модельный типоразмерный ряд погружных электроцентробежных насосов с плавающим типом исполнения рабочих колес ЭЦН5-30 - ЭЦН5-200;

- приемлемый интервал частот вращения приводного ротора находится в пределах от 2000 об/мин до 8000 об/мин. Как было указано выше, величина отношения изменяемых частот вращения для условий пересчета не должна превышать численное значение, равное 2 (двум);

- диапазон изменения вязкости перекачиваемой жидкости для условий эффективной работы насосного оборудования с точки зрения энергозатрат ограничен значениями;

Целесообразным также является предоставление необходимых рекомендаций для максимально эффективного использования результатов прогнозирования рабочих характеристик указанного ряда насосных агрегатов.

При выборе насоса из рекомендуемого номенклатурного ряда необходимо руководствоваться эксплуатационными требованиями по значению расхода перекачиваемой вязкой жидкости и величины напора. Предпочтение давать насосам с максимально близкими спрогнозированными параметрами к требуемым.

Для перекачивания жидкостей с максимальными значениями вязкости (относительно выделенной области применимости методик) пересчет вести для насосов с большей производительностью и КПД, полученными на воде.

В условиях эксплуатации данного вида насосов на высоких частотах вращения на входе в первую ступень необходимо создать подпор не менее 1,5 атм.

При модельном пересчете в проектировании насосных ступеней, адекватных установленному по методике типоразмерному ряду, в качестве модели принимать рабочие колеса, имеющие максимальные энергетические параметры, полученные на воде.

Таким образом, представленная методика прогнозирования рабочих характеристик рассмотренного вида насосных агрегатов имеет научную и практическую ценность, т.к. смогла расширить имеющиеся знания в теории лопастных машин и найти применение на современном уровне инженерных и научно-исследовательских работ.

Summary

The article presents summary results of research concerning study of influence of viscosity, high rotational speed and low-size design of working stages upon the performance curves of centrifugal pumps. The article gives explanations on the calculation technique, as well as recommendations on more effective usage of this technique.

Список литературы

1. Балакиров Ю.А. и др. Оптимальное управление процессами нефтедобычи.-К.:Техніка, 1987.-148 с.

2. Евтушенко А.А., Кравцов М.И., Твердохлеб И.Б. Скважинная гидродинамическая насосная установка для пластовых вод//Труды 8-й Международной научн.-техн. конф. "Насосы-96".-Сумы: ИПП "Мрія" ЛТД, 1996.-Т.1.

3. Суханов Д.Я. Работа лопастных насосов на вязких жидкостях.-М.:Машгиз, 1952.-34 с.

4. Айзенштейн М.Д. Центробежные насосы для нефтяной промышленности.- М.:Гостопиздат, 1957.- 363 с.

5. Степанов В.И. Центробежные и осевые насосы. - М.: Машгиз, 1960. - 464 с.

6. Антоненко С.С.,Евтушенко А.А., Ткачук Ю.Я. Определение числа Рейнольдса при пересчете характеристик центробежных насосов с воды на высоковязкую жидкость// Вестник Национального технического университета “Харьковский политехнический институт”. - Выпуск 129. Ч.1. - Харьков: НТУ “ХПИ”,2001.-С.380-385.

7. Антоненко С.С., Твердохлеб И.Б. Влияние вязкости жидкости на параметры турбонасосного агрегата//Вестник НТУУ “КПИ”:Машиностроение.-1999. - Вып.35.-С.84-88.

8. Антоненко С.С., Евтушенко А.А., Ткачук Ю.Я. Полуэмпирическая методика пересчета рабочей характеристики малогабаритного динамического насоса с воды на высоковязкую жидкость //Збірник наукових праць КДТУ. Техніка в сільськогосподарському виробництві, галузеве машинобудування, автоматизація. - Вип.7.-Кіровоград: КДТУ, 2000.-С.70-74.

9. Антоненко С.С., Евтушенко А.А., Ткачук Ю.Я Совершенствование методики пересчета рабочей характеристики динамического насоса с воды на высоковязкую жидкость. //Совершенствование турбоустановок методами математического и физического моделирования: Сб.науч.тр.-Харьков: ИпМАШ НАНУ, 2000.-С.453-457.