В.Л. Александров
Условияэксплуатации установок центробежных электронасосов (УЭЦН) в нефтяных скважинахпредъявляют жесткие требования к материалам, из которых изготовлены их детали,в частности вал насоса. Аналитические исследования показывают, что с егоненадежностью при эксплуатации связано более 40 % выходов из строя всегоагрегата [1]. Вал насоса подвергается длительному воздействию крутящегомомента, в том числе импульсного характера, в агрессивной среде с температуройболее 80 °С. Основным материалом для валов УЭЦН более 20 лет являетсянержавеющая сталь 03Х14Н7В. Анализ причин выхода из строя валов показывает, чтоих недостаточная надежность, особенно в скважинах глубиной более 2000 м,обусловлена прежде всего неточностью выбора диаметра и недостаточно высокимиэксплуатационными характеристиками стали 03Х14Н7В в данных условиях. Пристатическом расчете на прочность вала конструкторы пользуются известнойзависимостью диаметра от предела текучести при кручении (как предельнодопустимого напряжения) и крутящего момента с введением коэффициента запасапрочности для учета усталости металла. Точность расчета зависит от правильностиопределения и использования этих параметров и степени неопределенности запасапрочности.
Привыборе материала для валов предпочтение отдают стали с более высоким пределомвыносливости по справочным данным, в лучшем случае — по результатам испытанийстандартной агрессивной среде. Реальная рабочая среда значительно отличается отстандартной многокомпонентностью — концентрацией в водном растворе солей, ионовхлора, растворенного сероводорода, кислорода, величиной рН, наличием нефтепродуктов,на разных месторождениях указанные характеристики различны [2]. Поэтомувведение коэффициента запаса прочности для учета влияния усталости металла иагрессивности рабочей среды не позволяет правильно выбрать диаметр и материалвала, так как малый запас прочности может привести к недостаточной надежностивала при эксплуатации и преждевременному разрушению от коррозионной усталостиили импульсной перегрузки, излишний запас — к снижению экономическиххарактеристик насоса, поскольку увеличение диаметра на 8-10 % снижает к.п.д.насоса на 4-6 % [3].
Надежностьработы вала можно повысить, если при расчете и испытаниях материала учитыватьмаксимально приближенные к эксплуатационным условия. На основании этого приизготовлении валов для ремонтных баз ОАО «НК «Роснефть» — Пурнефтегаз» и ОАО«Ноябрьскнефтегаз» была разработана методика определения допустимого диаметравала в любом сечении и подбора материала для его изготовления с цельюобеспечения надежной работы насоса. Исходили из того, что воздействие нагрузкина вал можно условно разделить на два этапа:
— установившийся режим работы насоса, когда вал работает только в условияхкоррозионной усталости при кручении;
— работа при импульсных перегрузках.
Напервом этапе надежность работы материала вала предлагается оценивать по егопределу выносливости, определенному на образцах при кручении на базе 107 цикловв температурно-коррозионных условиях рабочей жидкости. Данный параметрзначительно зависит от многочисленных характеристик агрессивности рабочейжидкости. Поэтому до накопления необходимых справочных материалов длясоблюдения условий моделирования рабочих условий усталостные испытания следуетпроводить в рабочей жидкости того месторождения, для которого предназначеннасос. Предел выносливости значительно меньше предела текучести материала, и вупругой области он является напряжением, ниже которого не образуются очагиповреждаемости. В связи с отмеченным минимальный диаметр вала, определенный прирасчете на прочность по пределу выносливости материала как по предельнодопустимому напряжению, обеспечивает надежность вала на первом этапе работы ине требует необоснованных запасов прочности.
Напервом этапе — при установившемся режиме работы насоса действующий крутящиймомент соответствует максимальной мощности насоса и рассчитывается взависимости от напора, подачи рабочей жидкости и сил трения в насосе’
Навтором этапе вал работает на скручивание и его диаметр предлагается определятьпо предельно допустимому напряжению, в качестве которого выбран пределтекучести материала, определенный при испытании на кручение, точнее, величина0,9 тт, так как вал должен работать в упругой области напряжений, а пределтекучести соответствует началу пластической деформации, равной 0,3 %.Импульсный расчетный крутящий момент должен быть, по крайней мере, не нижепускового момента насоса
Учитывая,что импульсные перегрузки возникают не только при пуске, но и при засорениирабочей жидкости частицами горных пород, размыве пласта и других подобныхвоздействиях, которые могут быть преодолены за счет избыточного момента силупругости вала, импульсный крутящий момент рассчитывается по формуле
Диаметрвала определяется по соответствующим для каждого этапа работы допускаемымнапряжениям и крутящему моменту. При этом для установления допустимого диаметравыточек или среднего диаметра шлицев должна быть сделана поправка накоэффициент чувствительности к концентрации напряжений в зависимости от радиусазакруглений в выточках и шлицах и прочности материала вала. Из двух минимальныхдиаметров, полученных для усталостного нагружения при установившемся режимеработы насоса и для кручения при импульсной перегрузке крутящего момента,выбирается больший и проверяется коэффициент запаса прочности по отношениюдопускаемых напряжений к расчетным для каждого этапа. При этом выбранныедопускаемые напряжения должны превышать расчетные любом сечении вала.
Анализнескольких поломок валов с использованием разработанной методики показывает,что вал диаметром 17 мм из стали 03Х14Н7В, имеющей предел текучести при растяжении850 Н/мм2, по величине касательных напряжений, возникающих при установившемсярежиме, в УЭЦН на глубине 2000 м работает почти на пределе выносливости скоэффициентом запаса прочности не более 3 %. Импульсные перегрузки крутящегомомента, связанные с пуском насоса, вал выдерживает по основному диаметру скоэффициентом запаса прочности по сравнению с допускаемым напряжением 0,9 тт неболее 15 % и практически не выдерживает, если учитывать концентрацию напряженийв концевых шлицах. При небольшой импульсной перегрузке по сравнению с пределомтекучести при кручении начинается пластическая деформация шлицев (скручивание)с дальнейшим выходом вала из строя. Таким образом, общепринятая методикарасчета вала не соответствует условиям эксплуатации. Использование предлагаемойметодики позволяет сделать вывод о правильности выбранного диаметра и материалавала, а также об их соответствии условиям эксплуатации. Увеличивать диаметрвала для снижения касательных напряжений от усталостного нагружения илиимпульсных перегрузок нерационально. Однако можно использовать для вала болеепрочную при кручении и усталостном нагружении коррозионно-стойкую сталь.
Внастоящее время наиболее надежны и перспективны для валов УЭЦН нержавеющиевысокопрочные стали мартенситно-аустенитного класса с высокой вязкостьюразрушения и потенциальной способностью к упрочнению благодаря выделениюдисперсных частиц, имеющие предел текучести при растяжении 1,15 — 1,50 кН/мм2 иударная вязкость KCU+2O°C не менее 0,07 кН-м/см2. Мартенситно-аустенитнаяструктура стали соответствует наибольшей вязкости и прочности, так как пластинымартенсита в стали с содержанием углерода менее 0,03 % окружены тонкимипрослойками вязкого аустенита, задерживающего развитие зародышевых трещин.Мартенситная структура, особенно с выделениями дисперсных частицинтерметаллидных или избыточных фаз при термообработке стали, обусловливает еевысокую прочность. Такую структуру с различным соотношением мартенсита иаустенита, а также разными элементами для упрочнения мартенсита имеют сталисерии ХМ американского стандарта ASTM, в частности сталь ХМ-12, по стоимостисоответствующая стали 03Х14Н7В. Сравнительные данные о свойствах сталей03Х14Н7В и ХМ-12 приведены на рисунке.
Пределтекучести при растяжении стали ХМ-12 в зависимости от режима термообработки иее химического состава в пределах марочного может составлять 1,15-1,30 кН/мм2,т.е. на 40-60 % выше, чем стали 03Х14Н7В, при ударной вязкости 0,08-0,12кН-м/см2. При кручении предел выносливости и предел текучести при кручении соответственнона 30 и 38 % выше, чем у стали 03Х14Н7В.
Болеечем двухлетние поставки валов из стали ХМ-12 в ОАО «НК «Роснефть» — Пурнефтегаз», ОАО «Ноябрьскнефтегаз» и ЗАО «Новомет — Пермь» показали высокуюнадежность работы погружных насосов с этими валами. Валы из стали ХМ-12 былиустановлены также на разработанной коллективом ОАО «НК «Роснефть» — Пурнефтегаз» сдвоенной модульной секции с функциями гидрозащиты игазосепаратора МС-ПГ-53 (патенты РФ №23908,44729, 2221322), производствокоторой освоено ООО «Каури» по лицензионному договору на использованиеизобретения. Модульная секция адаптирована к насосам американской фирмы«Центрилифт» и отечественным насосам, собрана на одном валу, что исключаетфланцевое соединение и передачу вращения шлицевой муфтой. Исключение изконструкции системы этих двух факторов уменьшает вибрацию, передаваемую от узлагазосепаратора к насосу. Использование стали ХМ-12 в качестве материала валамодульной секции повышает ее надежность в эксплуатации.
Такимобразом, разработанная методика позволяет выбрать материал для изготовлениявала, соответствующий условиям эксплуатации, и более точно определить егодопустимый диаметр в любом сечении без введения необоснованных запасовпрочности. В результате могут быть повышены срок службы вала, надежность работынасоса и его к.п.д. Приоритет методики установлен заявкой на получение патентаРФ.
Список литературы
1.Кудряшов СИ. Повышение надежности погружных систем УЭЦН на примере опытаэксплуатации в ОАО «Юганскнефтегаза/Нефтяное хозяйство. — 2005. — № 6. — С.126-127.
2.Перекупка А.Г., Семенов В. Н., Павлов П.В. Расчет коэффициента коррозионнойактивности среды при проектировании промысловых трубопроводов Нефтяноехозяйство. — 2005. -№6.-С. 130-131.
3.Расчет и конструирование нефтепромыслового оборудования/Л.Г. Чичеров, Г.В.Молчанов, A.M. Рабинович и др. — М.: Недра, 1987.-146 с.
4.Михайлов А.К., Малашенко В.В. Конструкции и расчет центробежных насосов высокогодавления. — М.: Машиностроение, 1971. — 223 с.
Журнал«Нефтяное хозяйство» № 5, 2006