Національний університет "Львівська політехніка"

Ковальчук Роман Анатолійович

УДК 621. 656-83: 001.2

обгрунтування раціональних режимів пуску

насосних агрегатів бурових установок

Спеціальність 05.02.09 – динаміка та міцність машин

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеня

кандидата технічних наук

Львів – 2008

Дисертацією є рукопис.

Робота виконана в Національному університеті "Львівська політехніка"

Міністерства освіти і науки України.

Науковий керівник: доктор технічних наук, професор

Харченко Євген Валентинович,

Національний університет "Львівська політехніка",

завідувач кафедри опору матеріалів.

Офіційні опоненти: доктор технічних наук, професор

Філімоніхін Геннадій Борисович,

Кіровоградський національний технічний університет,

професор кафедри деталей машин та прикладної механіки;

кандидат технічних наук, доцент

Гелетій Володимир Миколайович,

Національний університет "Львівська політехніка",

доцент кафедри деталей машин.

Захист відбудеться 20 травня 2008 р. о 1200 годині на засіданні спеціалізованої вченої ради Д 35.052.06 у Національному університеті "Львівська політехніка" за адресою: 79013, м. Львів, вул. С. Бандери, 12, навчальний корпус 14, ауд. 61.

З дисертацією можна ознайомитися у науково-технічній бібліотеці Національного університету "Львівська політехніка" за адресою: 79013, м. Львів, вул. Професорська, 1.

Автореферат розісланий 18 квітня 2008 р.

Вчений секретар

спеціалізованої вченої ради Шоловій Ю. П.

ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. Забезпечення України сировинними і паливно-енергетичними ресурсами пов’язане з неперервним розширенням обсягів бурових робіт, що зумовлює необхідність подальшого вдосконалення технології буріння, підвищення технічного рівня бурових установок. Аналіз особливостей експлуатації бурового обладнання в умовах постійного зростання глибин добування нафти і газу показує, що важливим чинником, від якого залежить ефективність технологічних процесів буріння свердловин, є надійність функціонування насосних агрегатів.

Насосні агрегати бурових установок працюють в умовах високих динамічних навантажень. Раціональні конструктивні і експлуатаційні параметри цих машин можуть бути визначені лише на основі всебічного вивчення вібраційних процесів, а також дослідження напружено-деформованого стану деталей і вузлів. Складність насосних агрегатів як технічних систем, циклічний характер функціонування, а також яскраво виражений взаємовплив явищ різної фізичної природи обумовлюють потребу розроблення спеціальних методів динамічного розрахунку. З огляду на необхідність одночасного забезпечення високої продуктивності циркуляційних систем бурових установок, а також міцності і надійності елементів конструкцій, особливого значення набуває вдосконалення методології аналізу нестаціонарних режимів роботи насосних агрегатів.

Теоретичні й експериментальні дослідження, спрямовані на розв’язання цієї проблеми, є актуальними і перспективними.

Зв’язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Дисертаційні дослідження виконувалися відповідно до плану науково-дослідної роботи кафедри “Опір матеріалів” НУ “Львівська політехніка” і безпосередньо пов’язані з держбюджетною темою “Динаміка та міцність машин і інженерних споруд” (№ державної реєстрації 0107U004842), що виконується на кафедрі, а також з державною програмою “Нафта і газ України до 2010 року”, регіональною програмою “Визначення залишкового ресурсу конструкцій, споруд і машин тривалої експлуатації та розробка заходів щодо підвищення терміну їх безаварійної роботи” на 2001–2005 рр.

Матеріали дисертаційної роботи частково використані під час виконання госпдоговірної теми № 0015 “Розроблення методики і проведення розрахунків на міцність та оцінка технічного стану спеціальних муфт колонних головок типу ГКМ 125–146Ч219–245, встановлених на свердловинах Угерського, Опарського і Дашавського ПСГ, з метою обґрунтування можливості їх подальшої експлуатації” (№ державної реєстрації 0106U004704).

Мета і задачі дослідження. У дисертаційній роботі ставиться за мету удосконалення методології розрахунку динамічних процесів та обґрунтування раціональних режимів пуску насосних агрегатів бурових установок з урахуванням особливостей структури і функціонування привідних і виконавчих механізмів, а також нерозривного взаємозв’язку електромагнітних процесів у двигуні і механічних коливальних явищ.

Для досягнення сформульованої мети були поставлені і розв’язані такі основні завдання:–

розробити математичну модель і алгоритм розрахунку нестаціонарних процесів у насосному агрегаті з урахуванням взаємозв’язку електромагнітних явищ в асинхронному двигуні і механічних коливань у привідній системі, а також несталості зведеного моменту інерції кривошипно-повзунного механізму насоса та визначити вплив експлуатаційних параметрів на зусилля у пружних ланках привідного механізму;–

побудувати математичну модель і алгоритм розрахунку нестаціонарних процесів у насосному агрегаті з асинхронним двигуном і фрикційною (шинопневматичною) оперативною муфтою та обґрунтувати раціональні режими пуску насосного агрегату;–

дослідити вплив параметрів шинопневматичної муфти на динамічні навантаження елементів привідної системи і обґрунтувати раціональні значення цих параметрів;–

провести розрахунок фланцевого з’єднання трійника з пнемо-компенсатором насосного агрегату з урахуванням дії динамічних навантажень та розробити практичні рекомендації щодо зменшення напружень в місцях переходу від фланця до стінки корпусної деталі за рахунок застосування двох фасонних кілець;–

здійснити порівняльний аналіз результатів теоретичних і експери-ментальних досліджень динаміки бурового насоса, встановити адекватність результатів математичного моделювання динамічних процесів у насосному агрегаті фізичним явищам, що відбуваються в реальному технічному об’єкті;–

розробити технічні рішення і практичні рекомендації, спрямовані на зниження динамічних навантажень елементів привідних систем і забезпечення міцності з’єднувальних вузлів насосних агрегатів бурових установок.

Об'єкт дослідження – динамічні процеси в насосних агрегатах бурових установок.

Предмет дослідження – обґрунтування раціональних режимів пуску насосних агрегатів бурових установок.

Методи дослідження. Проведені в дисертаційній роботі дослідження динамічних процесів насосних агрегатів бурових установок ґрунтуються на застосуванні теорії коливань нелінійних пружних систем з обмеженим числом ступенів вільності. Рівняння руху механічних систем, що включають елементи зі сталими та зі змінними характеристиками, побудовані за схемою рівняння Лагранжа другого роду. Розрахунки перехідних і усталених режимів роботи насосних агрегатів виконувалися шляхом числового розв’язування диференціальних рівнянь методом Рунге-Кутта. Дослідження напружено-деформованого стану елементів фланцевих з’єднань проводилися за допомогою методу скінченних елементів. Експериментальні дослідження динамічних навантажень елементів бурового насоса проводилися із застосуванням комп’ютерного вимірювального тракту, що включає тахогенератори, аналого-цифровий перетворювач і персональний комп’ютер. Числова обробка результатів вимірювань та їх візуалізація здійснювалася із застосуванням обчислювальної техніки.

Наукова новизна одержаних результатів:–

дістала подальший розвиток методологія розрахунку нестаціонарних процесів пуску насосних агрегатів бурових установок внаслідок одночасного урахування взаємозв’язку електромагнітних явищ в асинхронному двигуні і структури, геометричних та інерційних характеристик ланок і умов роботи виконавчого механізму;–

вперше побудована математична модель динамічних процесів у насос-ному агрегаті з фрикційною оперативною муфтою з урахуванням несталості зведеного моменту інерції виконавчого механізму довільної структури, а також взаємозв’язку електромагнітних явищ у двигуні і механічних коливальних явищ;–

вперше на основі опрацьованої методології побудована математична модель нестаціонарних процесів у насосному агрегаті з пневмокомпенсатором та проведені дослідження міцності фланцевого з’єднання пневмокомпенсатора з урахуванням дії динамічних навантажень.

Практичне значення одержаних результатів полягає в обґрунтуванні раціональних конструкційних та експлуатаційних параметрів насосних агрегатів бурових установок, в розробленні конструкції самокерованої фрикційної муфти, а також у вдосконаленні конструкції фланцевого з’єднання за рахунок застосування двох фасонних кілець, що дозволяє суттєво зменшити напруження в місцях переходів від фланців до стінок циліндричних оболонкових деталей. Практичні результати дисертації спрямовані на зниження матеріаломісткості і підвищення ефективності роботи насосних агрегатів бурових установок.

Результати дисертаційної роботи використані під час розроблення нормативно-технічного документу “Розрахунок на міцність спеціальних муфт колонних головок ГКМ 125–146Ч219–245 свердловин ПСГ УМГ “Львівтрансгаз”, затвердженим в Держнаглядохоронпраці України, який використовується для проведення технічної діагностики наземного обладнання свердловин підземних сховищ газу.

Особистий внесок здобувача: –

одержано аналітичну залежність для визначення зведених моментів інерції кривошипно-повзунних механізмів поршневих насосів з довільним числом циліндрів [1]; –

побудовано математичну модель динамічних процесів у насосному агрегаті із замкнутим кінематичним ланцюгом з урахуванням взаємозв’язку електромагнітних явищ в асинхронному двигуні і механічних коливань у привідній системі, а також несталості моменту інерції кривошипно-повзунного механізму насоса [2, 3]; –

розроблено математичну модель динамічних процесів у насосному агрегаті з оперативною фрикційною муфтою з урахуванням рівнянь електромагнітного стану двигуна та несталості моменту інерції кривошипно-повзунного механізму насоса [4, 5]; –

визначено раціональні параметри шинопневматичної муфти, які дозволяють зменшити динамічні зусилля у деталях і вузлах під час пуску бурового поршневого насоса УНБ-600, проведено порівняльний аналіз динамічних навантажень під час пуску двопоршневих та трипоршневих бурових насосів [5, 8]; –

розроблено та запатентовано конструкцію самокерованої фрикційної муфти, яка забезпечує плавну зміну жорсткості у деякому робочому діапазоні навантажень і суттєве зменшення динамічних навантажень [7]; –

розроблено методику розрахунку напружено-деформованого стану деталей фланцевого з’єднання методом скінченних елементів з урахуванням динамічних навантажень. За допомогою даної методики проведений розрахунок на міцність фланцевого з’єднання трійника з пневмокомпенсатором бурового насоса та спеціальних муфт колонних головок [6, 9, 10]; –

вдосконалено конструкцію фланцевого з’єднання пневмокомпенсатора, встановленого на виході насоса, шляхом застосування двох фасонних кілець [9]; –

розроблено методику проведення експериментальних досліджень динамічних навантажень на елементи насосного агрегата. Здійснено експериментальну перевірку теоретично одержаних часових залежностей швидкостей двигуна і робочого вала насоса, а також моментів сил пружності муфти [11].

Апробація результатів дисертації. Основні результати дисертації доповідалися і обговорювалися на: семінарах кафедри “Опір матеріалів” та науково-технічних конференціях Національного університету “Львівська політехніка” (2004, 2005, 2006, 2007 рр.); VIІ-му Міжнародному симпозіумі українських інженерів-механіків у Львові (2005 р.); VIІІ-му Міжнародному симпозіумі українських інженерів-механіків у Львові (2007 р.).

У повному обсязі результати досліджень доповідалися на розширеному засіданні кафедри “Опір матеріалів” Національного університету “Львівська політехніка”.

Публікації. За темою дисертації опубліковано 11 наукових праць, з них 7 – у фахових наукових виданнях України; одержано 1 патент на винахід.

Структура та обсяг роботи. Дисертація складається із вступу, п’яти розділів, підсумкових висновків, списку використаних джерел, який налічує 161 найменування, і 2 додатків. Основний зміст роботи викладений на 147 сторінках і містить 68 рисунків та 6 таблиць.

ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

У вступі обгрунтовується актуальність теми дисертації, формулюються мета та задачі дослідження, подається загальна характеристика роботи.

У першому розділі проведено аналіз відомих досліджень з динаміки та міцності насосних агрегатів бурових установок, розглянуто основні причини виходу їх з ладу та способи і засоби забезпечення працездатності агрегатів в цілому та окремих важливих елементів їх привідної системи.

Значний внесок у розробку теоретичних та експериментальних методів досліджень динамічних явищ у насосних агрегатах зробили Верзілін О. І., Ільський А. Л., Караєв М. А., Копей Б. В., Ловчев С. В., Мислюк М. А., Мкрти-
чан Я. С., Ніколіч А. С., Рощупкін В. І., Рудоіскатєль В. В., Харченко Є. В., Юртаєв В. Г. та інші вчені. Робота бурових насосів супроводжується інтенсивними механічними коливаннями, викликаними частими пусками і зупинками привідних систем, несталістю інерційних характеристик кривошипно-повзунних механізмів насоса, зміною сил корисного опору, пульсаціями промивальної рідини в циркуляційній системі та іншими чинниками. Більшість досліджень з динаміки насосних агрегатів бурових установок підтверджують суттєвий вплив коливальних процесів на зусилля в елементах системи. Особливо небезпечними з точки зору міцності деталей приводу виконавчих механізмів та корпусних деталей є процеси пуску агрегату.

Обґрунтування ефективних рішень, спрямованих на підвищення технічного рівня бурових насосів, безпосередньо пов’язане з вдосконаленням більш сучасних методів розрахунку динамічних процесів у насосних агрегатах, що й обумовило вибір напряму дисертаційних досліджень.

Другий розділ присвячений вдосконаленню методології розрахунку та проведенню досліджень перехідних режимів роботи привідних систем насосних агрегатів бурових установок. Розроблена математична модель процесів пуску агрегатів, яка включає рівняння руху пружної механічної системи агрегату, побудовані з урахуванням змінного зведеного моменту інерції поршневого насоса, а також рівняння електромагнітних явищ в асинхронному двигуні. Загальний вигляд математичної моделі дає можливість урахувати довільне число поршнів насоса як односторонньої, так і двосторонньої дії. Розрахункова модель насосного агрегату прийнята у вигляді механічної системи з двома ступенями вільності (рис.1).

На схемі J1 – зведений до корінного вала насоса момент інерції ротора двигуна; J2 – зведений момент інерції механізму насоса; с – зведена жорсткість послідовно з’єднаних шино-пневма-тичної муфти і пасової передачі; н – зведений коефіцієнт лінійного опору пружних ланок; МЕз – зведений електромагнітний момент двигуна; МО – момент сил опору рухові, що діє на корінний вал насоса; ц1, ц2 – кутові координати.

Диференціальні рівняння руху елементів агрегату, складені за схемою рівняння Лагранжа другого роду, мають вигляд

; ;

;

, (1)

де МЕз=МЕ·u, МЕ – електромагнітний момент на валі двигуна; u – передавальне відношення приводу. Початкові умови інтегрування рівнянь (1) прийнято нульовими.

Сучасний буровий насос може налічувати від одного до шести циліндрів, поршні яких приводяться в рух кривошипно-повзунними механізмами. Кути повороту ведучих ланок механізмів ці (і=1, 2,..., n) зв’язані з кутом повороту корінного вала ц. Для визначення зведеного моменту інерції виконавчого механізму насоса одержана загальна аналітична залежність, яка дає можливість урахувати наявність довільного числа циліндрів та взаємне кутове зміщення ведучих ланок окремих кривошипно-повзунних механізмів.

, (2)

де

, .

У наведених рівностях кутова координата кривошипа окремо взятого механізму насоса позначається як ці; маси кривошипа, шатуна і поршня – як m1, m2, m3, відповідно; центральні моменти інерції кривошипа і шатуна – як JS1 і JS2;
l1 – довжина кривошипа; l2 – довжина шатуна; a1 – віддаль від осі корінного вала до центра ваги кривошипа; a2 – віддаль від центру ваги шатуна до його шарнірного з’єднання з кривошипом.

Момент опору рухові визначається як сума моментів опору, які створює тиск рідини на і-ий поршень насоса.

Електромагнітний момент двигуна МЕ, що фігурує в системі диференціальних рівнянь (1), визначається за формулою

, (3)

де ISx, ISy, IRx, IRy – проекції струмів статора і ротора на координатні осі x, y (індекси S і R вказують на приналежність величин до статора і ротора відповідно); Lm – робоча індуктивність двигуна; р0 – число пар магнітних полюсів.

Проекції струмів на координатні визначаються шляхом інтегрування нелінійної системи диференціальних рівнянь електромагнітного стану двигуна.

В результаті сумісного інтегрування диференціальних рівнянь руху механічної системи (1) і рівнянь, що описують електромагнітні явища в асинхронному двигуні, отримано часові залежності величин ц1, ц2, щ1, щ2, МЕ, а також крутний момент в пружній ланці

. (4)

За різних значень тиску на викиді насоса УНБ-600 визначено момент в пружній ланці, електромагнітний момент, а також кутові швидкості ротора дви-гуна та корінного вала насоса як функції часу. Залежність, наведена на рис. 2, а, ілюструє інтенсивні коливання електромагнітного моменту в початковий період

пуску двигуна АКЗ-15-41-8Б з частотою, близькою до частоти коливання напруги в мережі живлення. Відноше-ння максимального значення електромагнітного моменту до номінального із зростан-ням навантажень на поршні насоса зменшується, а трива-

лість та амплітуда коливань моменту – суттєво збільшу-ються. Залежність, наведена на рис. 2, б, засвідчує періо-дичну зміну крутного момен-ту у пружній ланці насосного агрегату для тиску на викиді насоса 10 МПа. Після приве-дення в дію кривошипно-повзунних меха-нізмів насоса момент в пружній ланці різко зростає. Його коливання обумовлені циклічною змі-ною навантаження на поршні і великою інерційністю ланок привідного механізму. Зі збільшенням тиску на викиді насоса амплітуда коливань моменту сил пружності зростає.

Розроблена математична модель може бути застосована в системах автоматизованого проектування насосних агрегатів для забезпечення належної точності розрахунків на міцність і прогнозування ресурсу елементів конструкцій, а також з метою підвищення ефективності експлуатації насосів шляхом раціонального добору їх продуктивностей і робочих швидкостей.

У третьому розділі наводяться результати досліджень процесів пуску насосного агрегату бурової установки з урахуванням роботи шинопневматичної оперативної муфти. Розроблено математичну модель і алгоритм розрахунку динамічних процесів з фрикційною ланкою з урахуванням електромагнітних явищ в асинхронному двигуні, коливальних процесів у механічній системі, а також несталості зведеного моменту інерції привідного механізму насоса.

Механічна система насосного агрегату складається з асинхронного двигуна, шинопневматичної муфти, пасової передачі, редуктора та поршневого насоса. На схемі (рис. 3) J1 – зведений момент інерції ротора електричного двигуна з ведучою частиною шинопневматичної муфти; J2 – зведений момент інерції веденої частини шинопневматичної муфти з валом та ведучим шківом пасової передачі; J3 – зведений момент інерції трансмісійного вала із шестірнею та

веденим шківом пасової передачі; J4 – зведений момент інерції кривошипно-повзунного механізму насоса; с1 – зведена жорсткість клинових пасів; н1 – зведений коефіцієнт демпфування пасів; с2 – зведена жорсткість зубчастої передачі редуктора; н2 – зведений коефіцієнт демпфування зубчастої передачі;
МЕ – зведений електромагнітний момент двигуна; МО – момент сил опору рухові, що діє на корінний вал насоса; ц1, ц2, ц3, ц4 – зведені кутові координати. Інерційні і пружно-дисипативні параметри механічної системи зведені до корінного вала насоса.

Рівняння руху елементів агрегату складені за схемою рівняння Лагранжа другого роду. Для режиму, коли має місце проковзування в оперативній шинопневматичній муфті, одержані рівняння руху мають вигляд

, ; (5)

;

;

;

, (6)

де щ1, щ2, щ3, щ4 – зведені до корінного вала кутова швидкість ротора електричного двигуна, кутова швидкість півмуфти, з’єднаної з ведучим шківом пасової передачі, кутова швидкість швидкохідного вала редуктора, з’єднаного з веденим шківом пасової передачі, та дійсна кутова швидкість корінного вала насоса; MT – зведений до корінного вала момент тертя у шинопневматичній муфті, який змінюється за законом:

, якщо , , якщо ,

тут tr – час наповнення муфти; бt – коефіцієнт, що визначається за залежністю

,

де МТ0 – максимальний момент тертя у муфті.

Зведений момент двигуна визначаємо за формулою

,

де МЕ0 – дійсний електромагнітний момент двигуна; u – передавальне відношення приводу.

Якщо проковзування в оперативній шинопневматичній муфті відсутнє, ланки з моментами інерції J1 і J2 виконують сумісний рух. Рівняння руху системи за умови, що ц1=ц2,

; ;

;

;

. (7)

Перехід від режиму руху з проковзуванням до режиму без проковзування відбувається, якщо виконуються умови

; . (8)

Якщо в процесі руху системи без проковзування в оперативній муфті у деякий момент часу порушується умова (8), то при цьому знову наступає режим руху, що супроводжується проковзуванням.

На кожному кроці інтегрування диференціальних рівнянь (5), (6) або (5), (7) визначаємо похідну функції J4 за координатою ц4 і електромагнітний момент двигуна МЕ. Значення електромагнітного моменту двигуна МЕ0 знаходимо, інтегруючи рівняння електромагнітних процесів в асинхронному двигуні. У даному розділі з огляду на можливі зміни структури механічної системи і нелінійний характер динамічних процесів, використовується уточнена математична модель асинхронної машини, побудована з урахуванням насичення магнітопроводів.

Значення кутової швидкості щ10 в момент часу t = 0 відповідає швидкості холостого ходу ротора двигуна. Початкові значення проекцій струмів на координатні осі приймаємо такими, які відповідають усталеному режиму роботи двигуна без навантаження.

Зростання моменту тертя у муфті спричиняє зростання електромагнітного моменту та моменту у трансмісійному та корінному валах механізму насоса. Важливим чинником, який впливає на зростання моментів у ланках механізму, є час наповнення муфти повітрям. Отримані результати показали, що коли наповнення муфти триває 6 с і більше, на елементи привідного механізму передаються навантаження в 1,3 – 1,4 рази менші, ніж у випадку заповнення муфти протягом 2 чи 3 с.

Pозрахунок процесів пуску поршневого бурового насоса УНБ-600 виконано для трьох випадків навантаження насосного агрегату бурової установки. Тиск на поршні насоса приймали рівним 5 МПа, 10 МПа та 15 МПа. Для кожного з випадків навантаження задавали час наповнення муфти повітрям 2 с, 3 с, 4 с, 5 с

та 6 с, а значення моменту тертя шинопневматичної муфти змінювали у діапазоні від 500 до 10000 Н?м. Крім цього, для випадків навантаження насоса тиском
10 МПа, 15 МПа та 20 МПа та часу наповнення муфти повітрям 4 с, 5 с та 6 с отримано графічні залежності часу входження насосного агрегату в усталений режим роботи від моменту тертя у фрикційній муфті, який змінювали у діапазоні від 500 до 10000 Н?м. Тривалість проковзування робочих поверхонь шинопневматичної муфти визначається законом зміни моменту тертя у муфті, що залежить від часу наповнення муфти повітрям. Одержані криві підтверджують, що час розгону насосного агрегату значно зменшується із зростанням моменту тертя у муфті і збільшенням швидкості її заповнення повітрям.

Розроблена та запатентована конструкція пружної муфти, у якій забезпечується плавна зміна жорсткості в робочому діапазоні навантажень, що дає можливість зменшити динамічні навантаження на елементи привідних механізмів і за рахунок цього збільшити продуктивність насосних агрегатів та підвищити довговічність і надійність технологічного обладнання.

Четвертий розділ присвячений розробленню математичної моделі динамічних процесів у насосних агрегатах бурових установок з урахуванням роботи пневмокомпенсаторів та обґрунтуванню методики розрахунку фланцевих з’єднань агрегатів з урахуванням дії динамічних навантажень.

Розрахункова модель насосного агрегату (рис. 6) містить усі інерційні й пружно-дисипативні ланки, що й попередня модель (рис. 3) і додатково враховує взаємодію насоса з пневмокомпенсатором.

Диференціальні рівняння пневмокомпенсатора записуємо у вигляді:

;

, (9)

де m – маса пружного елемента (діафрагми); Ар – площа діафрагми; F(x) – сила пружності стиснутого повітря; К – коефіцієнт, що враховує зміну площі поперечного перерізу труби та компенсатора; V2 – швидкість переміщення діафрагми; Р2 – тиск рідини у стояку пневмокомпенсатора. Динамічні процеси в насосному агрегаті аналізуємо на основі сумісного розв’язування рівнянь руху механічної системи насосного агрегату, рівнянь електромагнітного стану асинхронного двигуна, рівнянь Бернуллі для неусталеного руху рідини по трубах та рівнянь нерозривності потоку рідини.

Дослідження динамічних процесів в насосному агрегаті дало можливість визначити коефіцієнт динамічності пульсацій тиску рідини, і таким чином отримати максимальне значення навантажень, які діють на гідравлічну корпусну частину бурового насоса за різних режимів його роботи.

З’єднання пневмокомпенсаторпа бурового насоса з його гідравлічним блоком навантажується в осьовому напрямі силами тиску промивальної рідини та силою ваги пневмокомпенсатора. Вага G пневмокомпенсатора разом з трійником, до якого кріпиться напірний викидний трубопровід у буровому насосі УНБ-600, становить близько 1000 кг. Максимальне значення тиску рідини на викиді насоса з урахування коефіцієнта динамічності становить р=26,3 МПа

Внаслідок прикладання навантаження F до затягнутого з’єднання фасонне кільце розслаблюється, фланці додатково стискаються, а стержень шпильки розтягується. Алгебраїчна сума деформацій фасонної прокладки і фланців дорівнює деформації шпильки

, (10)

де ДF – доля сумарного осьового навантаження F, на яку зменшується сила стискання фасонного кільця, ДF=чF; F–ДF – доля сумарного осьового наван-таження F, на яку збільшується сила стискання фланців і сила розтягання шпильок; с1 і с2 – коефіцієнти жорсткості фланців; сk – коефіцієнт жорсткості фасонного кільця; сs – коефіцієнт жорсткості стержня шпильки; ч – коефіцієнт зовнішнього навантаження,

. (11)

Для навантаженого з’єднання визначено силу затяжки шпильок, силу стискання фасонного кільця, сумарну силу натягу шпильок і сили стискання фланців, а також коефіцієнти жорсткостей усіх елементів з’єднання. Коефіцієнти жорсткості фланця трійника пневмокомпенсатора і фланця гідравлічного блоку насоса одержані шляхом розрахунку напружено-деформованого стану фланця методом скінчених елементів.

Обґрунтовано вихідні дані для проведення розрахунку фланцевих з’єднань з двома фасонними кільцями (рис. 7). Розрахунок виконуємо з ураху-ванням дії сил розтягу та стиску з’єднання.

На схемі прийняті позна-чення: R – радіус колової осі цент-рів поперечних перерізів болтів з’єднання; r1, r2 – радіуси колових осей першого і другого фасонних кілець; д1, д2 – ши-рина, відповідно, першого та другого фасонних кілець; a, b – віддалі між коловими осями першого та другого фасон-них кілець та віссю центрів поперечних перерізів болтів.

Від дії сил затяжки шпильок та сил внутрішнього тиску фланцеве з’єднання навантажується. Зусилля попередньо передаються на фасонні кільця. Нехай на перше фасонне кільце діє зусилля F1, а на друге F2. Для забезпечення рівноваги фланцевого з’єднання необхідно, щоб виконувалась умова:

. (12)

Сили Fк1, Fк2 можна записати як

, , (13)

де р1, р2 –тиски на поверхнях контакту першого і другого кілець з фланцями.

На основі рівностей (12), (13), з урахуванням геометрії рисунка і припущення про рівність тисків р1 і р2 між собою, отримано:

. (14)

Із залежності (14) випливає два можливі випадки добору фасонних кілець.

Якщо д1=д2, тобто, ширина кілець є однаковою,

.

Якщо a=b, тобто, кільця розміщені на однаковій відстані від осі болта чи шпильки,

.

Розрахунок напружено-деформованого стану трійника з одним та двома фасонними кільцями проведено методом скінченних елементів з урахуванням сили внутрішнього тиску рідини, сил затягування болтів та ваги пневмокомпенсатора. У трійнику з одним фасонним кільцем максимальне еквівалентне напруження на перехідній частині від фланця до стінки зі сторони пневмокомпенсатора становить 195,6 МПа, а у трійнику з двома фасонними кільцями – 153,7 МПа. З урахуванням допустимого еквівалентного напруження, можна стверджувати, що застосування з’єднання з двома фасонними кільцями дає можливість знизити (на 15 – 18 %) максимальні напруження в найбільш наван-таженій частині деталі.

У п’ятому розділі викладені методика та результати експериментальних досліджень динамічних процесів на діючій установці, обладнаній буровим насосом Гр–11. Метою досліджень було вивчення динамічних явищ, які відбуваються під час пуску бурового насоса, а також порівняння експериментальних результатів з результатами теоретичних досліджень. Застосування сучасних вимірювальних засобів та комп’ютерної техніки дозволило з необхідною точністю зареєструвати вимірювані величини.

Під час проведення експерименту реєстрували частоти обертання ротора асинхронного двигуна та трансмісійного вала насоса. Заміри згаданих величин здійснювали синхронно за допомогою двох електротахогенераторів. Одержані сигнали з електротахогенераторів поступали на відповідні канали аналого-цифрового перетворювача, а потім – на персональний комп’ютер, де опра-цьовувалися і виводилися на екран у вигляді графіків та таблиць.

Для перетворення аналогово сигналу в цифровий був застосований універ-сальний ІВМ-сумісний апаратно-програмний лабораторний комплекс UniLab.

Як показали одержані результати (рис. 8), кутова швидкість ротора двигуна на початку перехідного процесу швидко зростає і досягає усталеного значення, оскіль-ки в цей час зведений момент корисного опору рухові трансмісійного вала є незначним. Після цього, внаслідок поступового зро-стання тиску рідини, збіль-шується навантаження пор-шнів і з’являються коливання кутової швидкості трансмісійного вала і швидкості ротора двигуна. Завдяки самокерованості двигуна, зведені до корінного вала амплітуди коливань швидкості ротора є значно меншими у порівнянні з амплітудами коливань швидкості трансмісійного вала .

Зусилля у пасовій передачі привідної системи насосного агрегату визна-чено розрахунковим шляхом з використанням отриманих експериментальних даних.

Шляхом інтегрування графічних залежностей кутової швидкості ротора двигуна та кутової швидкості трансмісійного вала, одержано часові залежності кутів повороту відповідних ланок. У розрахунках використано зведені до корінного вала насоса значення кутових швидкостей, жорсткості і коефіцієнта дисипації пасової передачі, визначені із залежностей

; ; ; , (15)

де щ1, щ2 – експериментальні значення кутових швидкостей ротора двигуна та трансмісійного вала насоса; щ1зв, щ2зв – зведені до корінного вала насоса кутові швидкості ротора двигуна та трансмісійного вала; с0 – жорсткість однієї вітки пасової передачі; н0 – коефіцієнт дисипації однієї вітки пасової передачі; сзв – зведена до корінного вала насоса жорсткість пасової передачі; нзв – зведений коефіцієнт дисипації пасової передачі; u1, u2 – передавальні відношення приводу; r2 – радіус веденого шківа. Зведений до корінного вала насоса крутний момент, який виникає на трансмісійному валі (рис. 9) під час пуску насоса, обчислено за формулою

, (16)

де ц1зв, ц2зв – зведені кутові координати ротора двигуна та трансмісійного вала.

Для перевірки результатів експериментальних досліджень була створена математична модель, що описує динамічні процеси у буровому насосі Гр–11.

Шляхом математичного моделювання динаміки експериментальної устано-вки отримані часові залежності моменту у пружній ланці, електромагнітного моменту двигуна, кутових швидкостей і кутів повороту ротора та корінного вала насоса.

Різниця максимальних значень крутного моменту на трансмісійному валі, отриманих теоретичним і експериментальним шляхом, не перевищує 10 – 12 %, що свідчить про достатню для практики точність матема-тичного моделювання дина-мічних процесів у насосних агрегатах бурових устано-вок.

В И С Н О В К И

Як показує аналіз особливостей функціонування циркуляційної системи та її елементів, а також огляд численних джерел інформації з теорії нестаціонарних процесів в машинах, динаміки та міцності нафтопромислового обладнання, проблема динамічного розрахунку насосних агрегатів і забезпечення їх надійної і безперебійної роботи становить не лише актуальну, а й достатньо складну наукову задачу. У дисертації проведено комплекс теоретичних і експериментальних досліджень, спрямованих на вдосконалення методів розрахунку нестаціонарних динамічних процесів у насосних агрегатах та на підвищення ефективності їх експлуатації за рахунок обґрунтування і практичного використання раціональних режимів пуску.

1. У дисертаційній роботі дістала подальший розвиток методологія розрахунку нестаціонарних процесів пуску насосних агрегатів бурових установок внаслідок одночасного урахування взаємозв’язку електромагнітних явищ в асинхронному двигуні і структури, геометричних та інерційних характеристик ланок і умов роботи виконавчого механізму. З’ясовано, що перехідні процеси в насосних агрегатах супроводжуються коливальними явищами, які значно впливають на зусилля в елементах привідної системи. Коефіцієнти динамічності цих зусиль досягають значень 1,4 – 1,6, а в усталеному режимі – 1,1 – 1,3. Це під-тверджує необхідність врахування динамічних навантажень під час проектування насосних агрегатів та забезпечення раціональних режимів пуску під час їх експлуатації.

2. Вперше побудована математична модель динамічних процесів у насос-ному агрегаті з фрикційною оперативною муфтою з урахуванням несталості зведеного моменту інерції виконавчого механізму довільної структури, а також взаємозв’язку електромагнітних явищ у двигуні і механічних коливальних явищ. Показано, що застосування оперативної фрикційної муфти в насосному агрегаті бурової установки дає можливість значно зменшити динамічні навантаження на елементи привідної системи. Встановлено, що за рахунок незначного збільшення часу наповнення муфти (від 3 до 6 с) можна досягти зменшення зусиль в елементах привідного механізму на 20 – 30 %. На основі результатів матема-тичного моделювання визначено раціональні експлуатаційні параметри шинопневматичної муфти, зокрема, момент тертя та час наповнення муфти повітрям, які забезпечують достатньо швидкий розгін агрегату за умови обмеження динамічних навантажень елементів насоса та його приводу.

3. На основі опрацьованої методології побудована математична модель нестаціонарних процесів у насосному агрегаті з пневмокомпенсатором та проведені дослідження міцності фланцевого з’єднання пневмокомпенсатора з урахуванням дії динамічних навантажень. Показано, що коефіцієнт динамічності пульсацій тиску промивальної рідини на викиді насоса під час неусталених режимів роботи становить 1,3 – 1,4. На основі одержаних результатів з ураху-ванням максимальних значень тиску рідини проведено розрахунок на міцність фланцевого з’єднання трійника з пневмокомпенсатором методом скінченних елементів. Встановлено, що застосування двох фасонних кілець дозволяє знизити напруження у найбільш навантаженій деталі з’єднання на 15 – 18 %.

4. Опрацьовано методику і проведено експериментальні дослідження динамічних навантажень елементів привідної частини насосного агрегата. Встановлено характер зміни швидкостей ротора двигуна і робочого вала насоса, а також крутного моменту на трансмісійному валі. Досліджено вплив швидкості вмикання фрикційної муфти на динамічні навантаження привідної системи. Встановлено, що коефіцієнт динамічності зусиль в пасовій передачі залежить від ро-бочого тиску насоса, під час пуску агрегату він сягає значення 1,32 (для
р=20 атм). Підтверджена адекватність математичних моделей нестаціонарних процесів щодо реальних перехідних режимів роботи насосного агрегату.

5. З метою підвищення працездатності привідних систем машинних агрегатів розроблено та запатентовано конструкцію самокерованої фрикційної муфти, в якій забезпечується плавна зміна жорсткості у заданому робочому діапазоні навантажень. Методика розрахунку на міцність фланцевих з’єднань використана під час розроблення нормативно-технічного документу “Розрахунок на міцність спеціальних муфт колонних головок ГКМ 125–146Ч219–245 свердловин ПСГ УМГ “Львівтрансгаз”, який затверджено в Держнагляд-охоронпраці України і використовується для проведення технічної діагностики наземного обладнання свердловин підземних сховищ газу. На основі матеріалів дисертаційної роботи розроблено і передано для впровадження у виробництво у Стрийське відділення бурових робіт методику розрахунку раціональних режимів пуску насосних агрегатів бурових установок.

Список опублікованих праць за темою дисертації

1. Харченко Є. В. Визначення зведених моментів інерції поршневих насосів бурових установок / Є. В. Харченко, Р. А. Ковальчук // Оптимізація виробничих процесів і технічний контроль у машинобудуванні і приладобудуванні. Вісник Національного університету «Львівська політехніка» № 535. – Львів: Вида-вництво Національного університету «Львівська політехніка», 2005. – С. – 89–95.

2. Харченко Є. В. Розрахунок нестаціонарних процесів у насосному агрегаті бурової установки / Є. В. Харченко, Р. А. Ковальчук // Динаміка, міцність та проектування машин і приладів. Вісник Національного університету «Львівська політехніка» № 539. – Львів: Видавництво Національного університету «Львівська політехніка», – 2005. – С. 103–110.

3. Харченко Є. В. Розрахунок перехідних режимів роботи насосних агрегатів бурових установок / Є. В. Харченко, Р. А. Ковальчук // 7-ий Міжнародний симпозіум українських інженерів-механіків у Львові: Тези доповідей. – Львів: ТзОВ «КІНПАТРІ ЛТД», 2005. – С. 78.

4. Харченко Є. В. Розрахунок процесу пуску насосного агрегату бурової установки з фрикційною оперативною муфтою / Є. В. Харченко, Р. А. Ковальчук // Динаміка, міцність та проектування машин і приладів. Вісник Національного університету «Львівська політехніка» № 556. – Львів: Видавництво Національного університету «Львівська політехніка», 2006. – С. 69–78.

5. Харченко Є. В. Дослідження режимів пуску насосного агрегату бурової установки / Є. В. Харченко, Р. А. Ковальчук // Технічні вісті. – 2006. – № 3 (24).
С. 20–23.

6. Нойман К-Г. Аналіз напружено-деформованого стану елементів конструкцій у вигляді циліндричних оболонок зі з’єднувальними фланцями /
К-Г Нойман, Є. В. Харченко, Р. А. Ковальчук // 8-ий Міжнародний симпозіум українських інженерів-механіків у Львові: Тези доповідей. – Львів: «КІНПАТРІ ЛТД». 2007. – С. 27–28.

7. Патент на винахід № 20077 МПК F16D 3/00. Пружна муфта / Є. В. Хар-ченко, Р. А. Ковальчук; заявник і власник НУ «Львівська політехніка».
– № u 2006 06911; Опубл. 15.01.2007, Бюл. № 1.

8. Харченко Є. В. Порівняльний аналіз динамічних характеристик насосних агрегатів бурових установок / Є. В. Харченко, Р. А. Ковальчук // Вібрації в техніці та технологіях. – 2006. – № 3 (45). – С. 89–92.

9. Харченко Є. В. Підвищення навантажувальної здатності фланцевого з’єднання за рахунок застосування двох фасонних кілець / Є. В. Харченко,
Р. А. Ковальчук // Динаміка, міцність та проектування машин і приладів. Вісник Національного університету «Львівська політехніка» № 558. – Львів: Вида-вництво Національного університету «Львівська політехніка», 2007. – С. 90–97.

10. Харченко Є. В. Розрахунок на міцність спеціальних муфт колонних головок свердловин підземних сховищ газу / Є. В. Харченко, А. О. Кичма,
Р. А. Ковальчук // Механіка і фізика руйнування будівельних матеріалів та кон-струкцій: Збірник наукових праць. – Вип. 7. – Львів: Каменяр, 2007. – С. 693–704.

11. Харченко Є. В. Експериментальні дослідження динаміки насосного агрегату бурової установки / Є. В. Харченко, Р. А. Ковальчук // Науковий вісник: Збірник науково-технічних праць. – Львів: НЛТУУ, 2007. – Вип. 17.5. – С. 202–210.

А Н О Т А Ц І Я

Ковальчук Р. А. Обґрунтування раціональних режимів пуску насосних агрегатів бурових установок. – Рукопис.

Дисертація на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук за спеціальністю 05.02.09 – динаміка та міцність машин. Національний університет “Львівська політехніка”, Львів, 2008.

Дисертація присвячена удосконаленню методології розрахунку динамічних процесів у насосних агрегатах бурових установок та підвищенню ефективності їх експлуатації за рахунок обгрунтування раціональних режимів пуску. Розроблено математичні моделі динамічних явищ у насосних агрегатах з урахуванням електромагнітних процесів в асинхронному двигуні і механічних коливань у привідній системі, а також несталості зведеного моменту інерції кривошипно-повзунних механізмів насоса. Обґрунтовано раціональні експлуатаційні параметри шинопневматичної муфти, які дозволяють зменшити динамічні зусилля у деталях і вузлах під час пуску агрегата, розроблено та запатентовано конструкцію самокерованої фрикційної муфти. Розроблено математичну модель динамічних явищ у насосних агрегатах із пневмокомпенсатором. Із застосуванням методу скінченних елементів з урахуванням динамічних навантажень здійснено розрахунок фланцевого з’єднання трійника з пневмокомпенсатором насосного агрегату бурової установки. Обґрунтовано практичний захід, спрямований на зменшення напружень в місцях переходу від фланця до стінки корпусної деталі за рахунок застосування двох фасонних кілець. Проведено експериментальну перевірку теоретично одержаних часових залежностей швидкостей двигуна і трансмісійного вала насоса, а також моментів сил пружності муфти.

Ключові слова: динаміка машин, нестаціонарні режими роботи, процеси пуску, насосний агрегат бурової установки, динамічні навантаження, міцність елементів конструкцій.

A N N O T A T I O N

Kovaltchuk R. A. Justification of drilling rigs pumping units rational start-up procedures. – A manuscript.

Dissertation for obtaining a scientific degree of a Candidate of Technical Sciences. Specialty 05.02.09 – Dynamics and Strength of Machines. Lviv Polytechnic National University, Lviv, 2008.

The dissertation deals with the improvement of the accounting methodology of dynamic processes in drilling pumps drive systems and raising the operating