CC BY
134
УДК 622.692.4
https://doi.org/10.24411/0131-4270-2018-10303
СНИЖЕНИЕ ВИБРАЦИИ ТРУБОПРОВОДНОЙ ОБВЯЗКИ НАСОСОВ НА НЕФТЕПЕРЕКАЧИВАЮЩИХ СТАНЦИЯХ ПРИ ПОМОЩИ ВИБРОИЗОЛЯТОРОВ С ОТРИЦАТЕЛЬНОЙ ЖЕСТКОСТЬЮ
А.П. ТОКАРЕВ, преподаватель кафедры гидрогазодинамики трубопроводных систем и гидромашин
А.Р. ВАЛЕЕВ, к.т.н., доцент кафедры транспорта и хранения нефти и газа А.Н. ЗОТОВ, д.т.н., проф. кафедры механики и конструирования машин ФГБОУ ВО Уфимский государственный нефтяной технический университет (Россия, 450062, Республика Башкортостан, г Уфа, ул. Космонавтов, д. 1). E-mail: art-tokarev@yandex.ru; E-mail: anv-v@yandex.ru; E-mail: a-zot2@yandex.ru
Работа посвящена проблеме снижения повышенной вибрации трубопроводов обвязки насосных агрегатов магистральных нефтепроводов, вызванной резонансом с возбуждающими частотами насоса. Для решения проблемы предлагается установка дополнительных опор с установленными виброизоляторами специального типа, которые уменьшают жесткость системы «трубопровод - виброизолятор» и обеспечивают снижение частот собственных колебаний трубопроводной обвязки. Для проверки предлагаемого метода были сделаны аналитические расчеты и проведены экспериментальные исследования, подтверждающие эффективность применения виброизоляторов с отрицательной жесткостью для вывода трубопроводной обвязки насосного агрегата из зоны резонанса.
Ключевые слова: нефтеперекачивающая станция, насос, магистральный насосный агрегат, вибрация, резонанс, виброизоляция, отрицательная жесткость.
О проблеме повышенной вибрации трубопроводной обвязки насосов на нефтеперекачивающей станции
Современная политика ведущих компаний нефтегазовой отрасли предъявляет высокие требования к безопасности и надежности работы нефтеперекачивающих станций и линейной части трубопроводов. Однако в условиях неизменно стареющих основных фондов насосных станций сохранять надежность и долговечность оборудования становится все сложнее. Одним из источников снижения надежности на нефтеперекачивающих станциях является повышенный уровень вибрации трубопроводной обвязки.
Практика эксплуатации нефтеперекачивающих станций показала, что повышенная вибрация трубопроводной обвязки может появиться в различных случаях. Одной из причин является эксплуатация трубопроводной системы в условиях нестационарного расхода в трубопроводе. При взаимодействии турбулентного потока с арматурой, элементами технологических трубопроводов (поворотами, отводами, врезками и др.) возникают вихреобразователь-ные процессы, увеличивающие интенсивность колебаний давления в потоке и вибрацию трубопроводных систем, передающуюся на корпус насоса. Большое влияние на вибрацию насосного агрегата оказывают описанные процессы, возникающие в подводящем к насосу трубопроводе,
особенно на участке от поворотного колена до входящего патрубка [1-3].
Также вибрация трубопроводной обвязки может быть вызвана как резонансом частот собственных колебаний обвязки с возбуждающими частотами, характерными для насосных агрегатов, так и пульсациями давления, имеющими место на входе и выходе насосов и затем передающимися в линию.
Все перечисленное может являться причиной воздействия на трубопровод динамических нагрузок, которые приводят к развитию дефектов, отказам, а в худшем случае - к авариям и катастрофам с тяжелыми последствиями.
При этом отмечаем, что повышенный уровень вибрации насосных агрегатов негативно влияет как на состояние самого перекачивающего оборудования, так и на состояние трубопроводов обвязки, вызывая их ускоренный износ и в дальнейшем аварийный выход из строя.
Таким образом, состояние трубопроводной обвязки влияет на работу насосного агрегата и наоборот. На основании вышесказанного заключаем, что вибрационное состояние системы «насос - трубопровод» необходимо рассматривать в совокупности как сложный, взаимосвязанный и взаимовлияющий полигармонический процесс. При этом снижение вибрации трубопроводов обвязки снижает также и вибрацию насосного агрегата, особенно в случае
резонанса собственной частоты колебаний обвязки с возбуждающими частотами колебаний насоса.
Проблема возникновения резонансных колебаний в трубопроводной обвязке насосного агрегата
Резонанс в трубопроводной обвязке встречается в определенных случаях [1, 4] и является значительной проблемой. Известно, что резонанс возникает при совпадении частот собственных колебаний f0 и частот возбуждающих нагрузок fp. Частота собственных колебаний трубопроводной обвязки практически полностью зависит от ее геометрических параметров - длины различных участков, диаметра и толщины трубы, места установки опор. Незначительно частота собственных колебаний трубопроводной обвязки зависит от плотности перекачивающего продукта, изоляции трубопровода, различных отложений на внутренней поверхности трубопровода.
Таким образом, изменять частоту собственных колебаний трубопроводной обвязки на этапе эксплуатации нефтеперекачивающей станции достаточно сложно. Также частоты возбуждающих нагрузок насосного агрегата менять почти невозможно, поскольку они обуславливаются номинальными режимами работы насосного агрегата и зачастую являются кратными и дробными значениями номинальной частоты вращения ротора.
С точки зрения нормативной документации [5] для обеспечения вибропрочности трубопровода и устранения резонанса необходимо производить отстройку собственных частот от частот возбуждающих нагрузок fp , иначе говоря, выполнить условия:
/0/ р < 0,75 или /0/р > 1,3.
(1)
Рис. 1. Коэффициент передачи силы в зависимости
от отношения частоты вынуждающей силы к собственной частоте при различном относительном демпфировании р
I
Рис. 2. Зависимостькоэффициентадинамичности k от частотного отношения
Устранение резонанса в трубопроводной обвязке насосного агрегата путем воздействия на жесткость системы «насос-трубопровод»
Одним из способов воздействия на систему «насос - трубопровод» является применение различных средств виброизоляции. Такие средства изменяют жесткость системы, а следовательно, влияют на ее собственные частоты.
В данной работе предлагается изменение существующих или установка дополнительных опор для трубопроводной обвязки насосного агрегата, оснащенных специальными виброизоляторами.
Одним из основных критериев эффективности виброизоляторов является коэффициент передачи силы Кс (рис. 1) - коэффициент, равный отношению значения силы, передаваемой через виброизолятор на фундамент, к значению возбуждающей силы в насосном агрегате. Очевидно, что при Кс < 1 виброзащитная система наиболее эффективна, так как амплитуда силы, действующей на основание, уменьшается. Все кривые (см. рис. 1), иллюстрирующие отношение возмущающей частоты fp к собственной частоте f0, независимо от величины относительного демпфирования р, пересекаются в точке с координатами (л/2 ; 1). Следовательно, для получения коэффициента передачи силы меньше 1 должно быть выполнено условие:
^ > 72 .
Коэффициент динамичности к (рис. 2), представляющий собой отношение амплитуды вынужденных колебаний к перемещению, соответствующему статическому действию вынуждающей силы F0, при этом с увеличением жесткости
при применении классических методов гашения вибрации не может стать меньше 1 [6]. При значениях возмущающей частоты fp, близких к как раз и можно наблюдать состояние резонанса, когда амплитуда вынужденных колебаний стремится к бесконечности.
При больших соотношениях fp / коэффициент динамичности становится весьма малым, то есть сила высокой частоты не вызывает ощутимых колебаний в низкочастотной упругой системе, последняя как бы не успевает отзываться на весьма быстрые изменения возмущающей силы [3]. Коэффициент динамичности становится < 1 при fp / /0 > 42 . С учетом того что
^ = 2к\°т,
(2)
становится очевидно, что чем меньше коэффициент жесткости упругого элемента (собственная частота), тем шире диапазон частот, в котором эффективна работа виброизолятора.
Применение виброизоляторов с отрицательной жесткостью для воздействия на динамические параметры трубопроводной обвязки
Создание виброизоляторов, позволяющих повысить отношение /р / до уровня больше 72 , представляется весьма перспективным с точки зрения эффективного гашения колебаний за счет ухода от резонанса. Это возможно при
I
Рис. 3. Принципиальная силовая характеристика виброзащитной системы с отрицательной жесткостью
Рис. 4. Схема моделируемой обвязки
4
(С
/
1/
/ / . ф ** /
/ £ У У
/
X, .м
— внероизолятор с отрицательной жесткостью —■ трубопровод
— система труболроеод-вибр о изолятор
снижении собственных частот системы «всасывающий трубопровод - виброизолятор», что может быть достигнуто применением пассивного виброизолятора с отрицательной жесткостью. При этом необходимо учитывать возможность попадания системы «всасывающий трубопровод - виброизолятор» в резонанс с другими возмущающими частотами. Для ухода от резонанса полученная собственная частота колебаний рассматриваемой системы должна либо оказаться в промежутке между возмущающими частотами, либо быть ниже меньшей из них с учетом условия (1).
Рассматривая трубопровод как упругую систему в сочетании с виброизолятором с отрицательной жесткостью, получаем силовую характеристику такой системы (рис. 3).
Отрицательную жесткость в данной системе получаем на нисходящем участке силовой характеристики виброизолятора с отрицательной жесткостью (см. рис. 3).
При сочетании на силовой характеристике «трубопровод - виброизолятор» положительной жесткости трубопровода с отрицательной жесткостью виброизолятора получен рабочий участок с квазинулевой жесткостью, что обеспечивает снижение частот собственных колебаний (в соответствии с формулой (2), а следовательно, происходит отстройка системы от резонанса [7].
Экспериментальное обоснование возможности отстройки системы от резонанса при помощи виброизоляторов с отрицательной жесткостью
Для проверки предлагаемого метода были проведены экспериментальные исследования в лабораторных условиях. Принципиальная схема моделируемой обвязки представлена на рис. 4, экспериментальная установка представлена на фото.
Участок трубопровода, который попал в резонансный режим, смоделирован массой т = 0,5 кг, расположенной на пружине жесткостью с = 22800 Н/м (см. рис. 4).
Тарельчатые пружины с участком отрицательной жесткости, применяемые в качестве виброизолятора, сверху и снизу поджимаются к массе т. При отношении полной
высоты внутреннего конуса тарельчатой пружины к его толщине, большем получена отрицательную жесткость.
Вынуждающая сила F0 создается электродвигателем с частотным регулированием (см. фото), что позволяет добиться резонанса с собственной частотой модели ^ = 34 Гц, определяемой по формуле (2).
При проведении эксперимента без тарельчатых пружин (без виброизолятора) при вращении ротора с частотой 34 Гц значение виброскорости составило 23,4 мм/с (рис. 5).
Для условий данного эксперимента был рассчитан и изготовлен ряд тарельчатых виброизоляторов с отрицательной жесткостью [8]. Теоретическая силовая характеристика (зависимость восстанавливающей силы от перемещения) тарельчатой пружины определялась по формуле:
Фото. Экспериментальная установка
|Рис. 5. Замерывибрациибезвиброизоляторовнарезонансной частоте
I
Рис. 7. Замеры вибрации с виброизолятором с отрицательной жесткостью
I:
...... ...... —4" 1 ..... •и™
___ — -- — ...... ----л-.. 1 '"Г"" Г±: ...... и- Щ -н ¿Г — —[•"
...... ФЙ .... — —• — ..... ..... • ™ — ___ ____1.„
—Н1 — —г— Т*»« - —1—1 —1.— 1
¿3 ...... ....... -.— ---- ■ 4-..... ..... — I— - —
::гт: £ — — — ___ ± — — -••Т1 "Г" — Ь :::
—• ...... г ..... — —• —- .....?" — —- ил — —1...
\_ _4 ,.___ — ..... ...... ..... .... — — ...... :±
...... Р ---- .....2... . ..... ■ ■ — —1 — .... мм
-I— —„ 1—. Г"? ___ -я — — п г-я^ ■ ■вв _ и э.
*Гч
F (х) = 8 п Е- 5- Х1
(О - d)2
((-^-к
О + d
(О - d )2
2< О э2 -1п—
12
(3)
где Е - модуль упругости материала пружины; э - толщина конуса пружины; / - полная высота внутреннего конуса; О - наружный диаметр тарельчатой пружины; б - внутренний диаметр тарельчатой пружины; - осадка пружины.
Теоретическая и экспериментально замеренная силовые характеристики пружин, применявшихся в ходе эксперимента, представлены на рис. 6.
При поджатии тарельчатых пружин на = 6 мм до участка отрицательной жесткости резонанс возникает на частоте /01 = 24,16 Гц, а значение виброскорости составляет 14,5 мм/с (рис. 7). Таким образом, уровень виброскорости снизился на 40%.
Суммарная характеристика при этом определяется согласно схеме, представленной на рис. 4, по следующей формуле:
I
^ = с'х + ^ -^
Рис. 6. Силоваяхарактеристикатарельчатойпружины
(4)
140 иС
35 30 25 20 15 10 5 0
2 4 6 8
•теоретическая силовая характеристика пружины экспериментальная силовая характеристика пружины
I
Рис. 8. Характеристика системы «защищаемый
объект - виброизолятор с отрицательной жесткостью»
■ 50
30
20
0 0,5
-характеристика 1-го виброизолятора -характеристика 2-го виброизолятора
1,5 2
х, мм
-характеристика пружины сжатия -суммарная характеристика системы
где F1, F2 - силовые характеристики 1 и 2 пружин соответственно; х - координата защищаемого объекта, м.
На рабочем участке Fc « 0.
Суммарная силовая характеристика системы «защищаемый объект - виброизолятор» представлена на рис. 8. Жесткость системы при этом снижается до с1 « 13000 Н/м. Собственная частота системы «защищаемый объект - виброизолятор» по формуле (2) равна = 25,3 Гц. Защищаемый объект выходит из зоны резонанса.
Выводы
В представленной работе аналитически и экспериментально доказано, что применение виброизоляторов с отрицательной жесткостью для снижения вибрации трубопроводной обвязки насосного агрегата позволит снизить частоты их собственных колебаний, что, в свою очередь, обеспечивает выполнение условия (1) и выход из зоны резонанса. Также обеспечивается снижение вибрационного уровня трубопроводной обвязки, для условий эксперимента снижение составило около 40%.
40
10
0
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1 Самарин А.А. Вибрации трубопроводов энергетических установок и методы их устранения. М.: Энергия, 1979. 228 с.
2 Токарев А.П., Новоселова Л.П. Моделирование влияния гидродинамических процессов в обвязке магистральных насосных агрегатов на их вибрационное состояние. / Мат. 68-й Межд. молодежной науч. конф. «Нефть и газ 2014». М.: РГУ нефти и газа имени И.М. Губкина, 2014. С.112-113.
3 Токарев А.П., Новоселова Л.П., Дусеева Д.Р. Влияние геометрии обвязки подпорного насосного агрегата НМП 5000-90 на величину его вибрации / Мат. X Межд. учеб.-науч.-практ. конф. «Трубопроводный транспорт - 2015». Уфа: Изд-во УГНТУ, 2015. С. 430-431.
4 Гумеров А.Г., Гумеров Р.А., Исхаков Р.Г. и др. Виброизолирующая компенсирующая система насосно-энерге-тических агрегатов. Уфа: ГУП «ИПТЭР», 2008. 328 с.
5 ГОСТ 32388-2013. Трубопроводы технологические. Нормы и методы расчета на прочность, вибрацию и сейсмические воздействия. М.: Стандартинформ, 2014. 109 с.
6 Пановко Я.Г. Основы прикладной теории колебаний и удар. Л.: Политехника, 1990. 272 с.
7 Зотов А.Н. Динамика виброзащитных систем нефтепромыслового оборудования с использованием эффекта квазинулевой жесткости: Дис. докт. техн. наук: 05.02.13 / А.Н. Зотов Уфа, 2009. 351 с.
8 Valeev A.R., Zotov A.N., Kharisov Sh. Designing of compact low frequency vibration isolator with quasi-zero-stiffness. Journal of Low Frequency Noise Vibration and Active Control. 2015. Т.34. № 4. pp. 459-474.
REDUCTION OF VIBRATION OF PUMP PIPES AT OIL PUMPING STATIONS WITH THE USE OF VIBRATORY ISOLATORS WITH NEGATIVE STIFFNESS
TOKAREV A.P., Lecturer at the Department of Fluid Dynamics of Pipeline Systems and Hydromachines VALEEV A.R., Cand. Sci. (Tech.), Associate Prof. at the Department of Transport and Storage of Oil and Gas
A.N. ZOTOV, Dr. Sci. (Tech.), Prof. at the Department of Mechanics and Machinery Engineering Ufa State Petroleum Technological University (USPTU) (1, Kosmonavtov St., 450062, Ufa, Republic of Bashkortostan, Russia).
E-mail: art-tokarev@yandex.ru , E-mail: anv-v@yandex.ru , E-mail: a-zot2@yandex.ru ABSTRACT
The Paper is devoted to the problem of high vibration in pump pipes, caused by resonance with oscillations of pump. It is proposed to install additional supports with special vibration isolators, that reduce stiffness of the system "pipe - vibration isolator" and provides reducing natural frequencies of pump pipes. For assessment the proposed method analytical and experimental studies have been done, that proves efficiency of application of vibration isolators with negative stiffness for avoiding resonance.
Keywords: oil pumping station, pump, main pumping unit, vibration, resonance, vibration isolation, negative stiffness.
REFERENCES
1. S amarin A.A. Vibratsii truboprovodov energeticheskikh ustanovok i metody ikh ustraneniya [Vibration of power plant pipelines and methods of their elimination]. Moscow, Energiya Publ., 1979. 228 p.
2. Tokarev A.P., Novoselova L.P. Modelirovaniye vliyaniya gidrodinamicheskikh protsessov v obvyazke magistral'nykh nasosnykh agregatov na ikh vibratsionnoye sostoyaniye [Modeling the influence of hydrodynamic processes in the piping of the main pumping units on their vibrational state]. Trudy 68-y Mezhd. molodezhnoy nauch. konf. «Neft' i gaz - 2014» [Proc. 68th Int. youth scientific. conf. «Oil and Gas - 2014»]. Moscow, 2014, pp. 112-113.
3. Tokarev A.P., Novoselova L.P., Duseyeva D.R. Vliyaniye geometriiobvyazkipodpornogo nasosnogo agregata NMP 5000-90 na velichinu yego vibratsii [Influence of the geometry of the strapping of the NMP 5000-90 retaining pumping unit on the magnitude of its vibration]. Trudy X Mezhd. ucheb.-nauch.-prakt. konf. «Truboprovodnyy transport - 2015» [Proc. X Int. teaching-scientific-practical. conf. Pipeline Transport 2015]. Ufa, 2015, pp. 430-431.
4. Gumerov A.G., Gumerov R.A., Iskhakov R.G. Vibroizoliruyushchaya kompensiruyushchaya sistema nasosno-energeticheskikh agregatov [Vibro-isolating compensating system of pumping-energy units]. Ufa, GUP «IPTER» Publ., 2008. 328 p.
5. GOST 32388-2013. Truboprovody tekhnologicheskiye. Normy i metody rascheta na prochnost', vibratsiyu i seysmicheskiye vozdeystviya [State Standard 32388-2013. Processing pipes. Standards and calculation methods for the stress, vibration and seismic effects]. Moscow, Standartinform Publ., 2014. 109 p.
6. Panovko YA.G. Osnovyprikladnoy teoriikolebaniy iudar [Fundamentals of applied theory of oscillations and impact]. Leningrad, Politekhnika Publ., 1990. 272 p.
7. Zotov A.N. Dinamika vibrozashchitnykhsistemneftepromyslovogo oborudovaniyasispol'zovaniyem effekta kvazinulevoy zhestkosti. Diss. dokt. tekhn. nauk [Dynamics of vibration-proof systems of oilfield equipment with the use of the effect of quasi-zero rigidity. Dr. tech. sci. diss.]. Ufa, 2009. 351 p.
8. Valeev A.R., Zotov A.N., Kharisov Sh. Designing of compact low frequency vibration isolator with quasi-zero-stiffness. Journal of Low Frequency Noise Vibration and Active Control, 2015, vol. 34, no. 4, pp. 459-474.
