CC BY
36
УДК 622.692.4.053 https://doi.org/10.24411/0131-4270-2019-10607
АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ РАЗЛИЧНЫХ СПОСОБОВ МОНТАЖА НЕФТЕПЕРЕКАЧИВАЮЩЕГО ОБОРУДОВАНИЯ НА ЕГО ВИБРАЦИОННОЕ СОСТОЯНИЕ
ANALYSIS OF THE INFLUENCE OF VARIOUS METHODS OF INSTALLATION OF OIL PUMPING EQUIPMENT ON ITS VIBRATION STATE
А.Р. Валеев, Б.Г. Харрасов
Уфимский государственный нефтяной технический университет, 450062, г. Уфа, Россия
ORCID: https://orcid.org/0000-0001-7197-605X, E-mail: [email protected] ORCID: https://orcid.org/0000-0001-9568-4887, E-mail: [email protected]
Резюме: В статье рассмотрен монтаж нефтеперекачивающих агрегатов и их влияние на общий уровень вибрации оборудования и на динамическую передаваемую силу на фундамент. Наилучшие показатели были получены при применении виброизоляторов с квазинулевой жесткостью, дополненных динамическим гасителем колебаний. При этом уменьшаются динамические нагрузки в оборудовании, повышается долговечность отдельных узлов. В частности, было рассчитано, что значительно повышается ресурс подшипников.
Ключевые слова: нефтеперекачивающий агрегат, вибрация, виброизоляция, долговечность, подшипник.
Для цитирования: Валеев А.Р., Харрасов Б.Г. Анализ влияния различных способов монтажа нефтеперекачивающего оборудования на его вибрационное состояние // Транспорт и хранение нефтепродуктов и углеводородного сырья. 2019. № 5-6. С. 34-38.
DOI: 10.24411/0131-4270-2019-10607
Благодарность: Исследование выполнено при поддержке гранта президента РФ МК-2965.2018.8.
Anvar R. Valeev, Bulat G. Kharrasov
Ufa State Petroleum Technological University, 450062, Ufa, Russia
ORCID: https://orcid.org/0000-0001-7197-605X, E-mail: [email protected] ORCID: https://orcid.org/0000-0001-9568-4887, E-mail: bkharrasov95@ gmail.com
Abstract:The article presents methods of installation that can be used for oil pumping units and how they effect on the overall level of vibration of the equipment and the dynamic force transmitted to the foundation. The best results were obtained with the use of vibration isolators with quasi-zero stiffness and dynamic vibration damper. This method of installation reduces the dynamic loads in the equipment, increases the durability of individual units. In particular, it was calculated that durability of bearings is significantly increased.
Keywords: oil pumping unit, vibration, vibration isolation,durability, bearing.
For citation: Valeev A.R. Kharrasov B.G. ANALYSIS OF THE INFLUENCE OF VARIOUS METHODS OF INSTALLATION OF OIL PUMPING EQUIPMENT ON ITS VIBRATION STATE. Transport and Storage of Oil Products and Hydrocarbons. 2019, no. 5-6, pp. 34-38.
DOI: 10.24411/0131-4270-2019-10607
Acknowledgments: The study was funded by the grant from the President of the Russian Federation MK-2965.2018.8.
Одним из направлений повышения надежности и долговечности перекачивающего оборудования является снижение негативного вибрационного фона. Известно, что одна из причин повышенного износа узлов и деталей насосно-энергетического оборудования - длительное и повышенное воздействие динамических нагрузок, в особенности вибрационных. При таком воздействии происходит ускоренный износ элементов машин, разрушение фундаментных рам, а также разгерметизация всасывающих и нагнетательных патрубков. Кроме того, высокая вибрация в совокупности с создаваемым шумом негативно влияет на обслуживающий персонал [1].
В целом для снижения уровня вибрации в технике применяется четыре основных подхода. Первый подход - это устранение дефекта или источника колебания. Второй -изменение процесса, технологии и конструктива оборудования, в частности разнесение в пространстве сильно вибрирующих частей оборудования и особо чувствительных элементов. Третий подход - увеличение жесткости оборудования или основания, в частности увеличение массы фундамента. Четвертый подход - применение систем
виброизоляции, как пассивных, так и активных, а также использование динамических гасителей колебаний [2].
Наиболее перспективным является применение последнего метода.
Правильно спроектированная система виброизоляции снижает механические напряжения в оборудовании, нагрузку на различные элементы и детали, положительно влияя на надежность и долговечность как отдельных узлов, так и комплекса оборудования в целом. Также использование систем виброизоляции позволяет снижать требования к фундаменту, уменьшать его массу и в ряде случаев создавать возможность использования бесфундаментных методов сооружения насосного цеха [3].
Отметим, что системы виброизоляции имеют свое главное назначение - устранение жесткой связи между фундаментом и оборудованием и, как следствие, уменьшение передачи динамической силы от оборудования на фундамент или наоборот. Соответственно увеличивается долговечность и того и другого. Уменьшение жесткости связи ведет к увеличению перемещений оборудования при его колебаниях. Поэтому в разрезе нефтеперекачивающего оборудования
появляются две важные особенности, которые следует учитывать при проектировании вибросистем.
Первая особенность - это наличие трубной обвязки. Она увеличивает жесткость конструкции в целом. При использовании виброизоляции появляется проблема потенциальных смещений оборудования относительно трубной обвязки. Один из вариантов решения - применение различных компенсаторов на трубы и упругих опор. Каждый из компенсаторов должен обеспечивать достаточно свободное перемещение его концов, чтобы не вызывать снижение эффективности всей виброизоляционной системы, а также решать задачи по обеспечению герметичности рабочей среды.
Вторая особенность - это существующие нормы наибольшего значения виброперемещения и виброскорости. Согласно существующей нормативно-технической документации, первый параметр нормируется и выше определенных значений нормируемых перемещений эксплуатация запрещена. По второму параметру на данный момент производится оценка технического состояния оборудования. И увеличение перемещения оборудования на упругом основании может потребовать изменения существующих аварийных уровней. Следовательно, необходима корректировка существующих норм, что с практической точки зрения вызовет проблемы как технического характера, так и оценки технического состояния и безопасности объектов.
Решить эти две проблемы станет возможно, если дополнить системы виброизоляции динамическим гасителем колебаний. Динамический гаситель колебаний позволяет принять на себя энергию колебаний и снизить вибрацию основного оборудования. Соответственно одновременное применение систем виброизоляции и динамического гасителя колебаний снижает и динамическую силу, передаваемую на фундамент, и общие вибрационные нагрузки.
Рассмотрим, каким образом различные способы монтажа нефтеперекачивающего оборудования влияют на его вибрационное состояние.
Для сравнения рассмотрим следующие условия:
- жесткое соединение оборудования с фундаментом (традиционный способ монтажа для нефтеперекачивающего оборудования в России);
- установка оборудования на пружинные виброизоляторы;
- установка оборудования на виброизоляторы с квазинулевой жесткостью;
- установка оборудования на виброизоляторы с квазинулевой жесткостью с добавлением динамических гасителей колебаний.
Под системой с квазинулевой жесткостью принято понимать упругую систему, обладающую нелинейной силовой характеристикой, которая в некоторой точке имеет практически нулевую жесткость. Системы с квазинулевой жесткостью позволяют получить одновременно и большую статическую нагрузку, и малую жесткость. Малая жесткость системы при значительной нагрузке позволяет уменьшить частоту собственных колебаний до значений 1 Гц и менее, что дает возможность изолировать широчайший спектр колебаний, включая экстремально низкие частоты [4, 5, 6].
Рассмотрим колебания оборудования на виброизоляторах.
В первом приближении можно считать колебания систем с квазинулевой жесткостью гармоническими. Под действием источника возбуждения интенсивности G0 с частотой ю
оборудование массы М на виброизоляторах с жесткостью с0 совершает колебания с амплитудой:
Go
Л:
Со|1-
®0
(1)
где ю0 - собственная частота оборудования на виброизоляторах:
(2)
При использовании динамического гасителя колебаний уравнения движения системы будут следующими:
Mx + br (x - хг) + cx + сг (x - хг) = G0 cos rof (3) тгх - br (x - x г)-сг (x - хг ) = 0 (4)
где x - абсолютные координаты центра масс оборудования; хг - абсолютные координаты центра масс динамического гасителя колебаний; mp с Ьг- соответственно масса, жесткость и коэффициент демпфирования динамического гасителя колебаний.
Решением данных уравнением колебаний будет следующее [7]:
А
б"
Аг
(1-Z02 )2 +4Рг 2С0 ;
[(1-Z02 Ж -1С2; 2 +4Рг2С0 [1-Z2 (1 + |)2 J
1+ 4Рг2С0
[(1-Z02)(1-С2)-цС2] +4Рг2С0[1-С2 (1 + |
(5)
(6)
Здесь использованы следующие обозначения:А и Аг -амплитуды колебаний центра масс соответственно оборудования и динамического гасителя колебаний. А также использованы вспомогательные коэффициенты:
G0 ; c0 ; z = ю ю0 ' С0 = ю юг ' юг
| = тг ; M ' Рг = Ьг ; b0 ' b0 = 2у1<
Отметим, что при = 1 происходит настройка динамического колебания на частоту источника возбуждения. При этом получаем следующее уравнение для амплитуды колебаний центра масс оборудования:
А - 2рг
5
ц2С4 +4Рг2
А = G0
1-С2 (1+|)2 2Рг
(7)
|2ю4М2 +4Рг 2
c0 -ю2М (1 + |)
(8)
При применении систем с квазинулевой жесткостью для виброзащиты должно выполняться условие с0 << ю2М, следовательно
А ~ G
2Рг
^|2 +4Рг2 (1 + |)4
(9)
0
0
б
Очевидно, что при Рг^0 амплитуда колебаний оборудования будет стремиться к нулю.
Сила, передаваемая на фундамент от оборудования, равна:
а0 2вг
- Ас0 - с0 —2
а ю
^ц2 +4Рг2 (1 + ц)4 2вг
Ю +4Рг2 (1 + ц)4
(10)
Таким образом, с учетом того что ю0/ю и Рг^0, сила, передаваемая на фундамент, будет стремиться к нулю.
Далее в качестве анализируемых значений примем значения общего вибрационного состояния (виброскорость) и силу, передаваемую на фундамент.
Анализ будем проводить на примере насоса НМ 25002300, для этого используем следующие исходные данные.
Скорость вращения ротора принимаем 3000 об/мин. Полная масса агрегата 16 380 кг; масса ротора насоса 230 кг; эксцентриситет ротора насоса 0,00004 м; масса ротора электродвигателя 1410 кг; эксцентриситет ротора электродвигателя 0,000075 м; масса муфты 97 кг; радиальная несоосность 0,00005 м. Возбуждающая сила равна 2953 Н.
Собственная частота колебаний насоса при жестком способе монтажа равна 18,6 Гц [8]. Для пружинных виброизоляторов примем частоту собственных колебаний 8 Гц, а для виброизоляционной системы с квазинулевой жесткостью - 1 Гц.
Тогда для жесткого способа монтажа и применения средств виброизоляции амплитуда колебаний равна:
А = -
т (ю
2\2
4р2ю2
где е--.
2т
(11)
(12)
А',
^ц2 +4Рг2 (1 + ц)4
(13)
Результаты расчета сведем в табл. 1.
Анализируя, таблицу можно сделать вывод, что за счет относительно невысокой частоты собственных колебаний магистрального нефтеперекачивающего агрегата (18,6 Гц) применение систем виброизоляции на обычных пружинах сохраняет высокий общий уровень вибрации оборудования, и динамическая сила, передаваемая на фундамент, также будет значительной. Применение систем виброизоляции с квазинулевой жесткостью позволяет значительно уменьшить динамическую силу, однако виброскорость оборудования остается большой. При дополнении этой системы динамическим гасителем колебаний не только уменьшается общий уровень вибрации (до 0,7 мм/с), но и практически исключается динамически передаваемая сила (коэффициент передачи силы равен 8-10-5).
На рис. 1 представлен график зависимости виброскорости оборудования при применении системы виброизоляции с квазинулевой жесткостью, дополненной динамическим гасителем колебаний, при различных параметрах гасителя.
На рис. 2 представлен график зависимости виброскорости оборудования при различной частоте собственных колебаний без применения динамического гасителя колебаний, иначе говоря, при различной жесткости монтажа.
Системы виброизоляции приводят к уменьшению динамической нагрузки, снижают вибрационный фон в оборудовании, что благоприятно сказывается на долговечности его деталей и узлов.
Подшипники являются наиболее часто заменяемыми элементами магистральных нефтеперекачивающих агрегатах. Рассмотрим, как изменяется их ресурс при применении виброизоляторов с квазинулевой жесткостью.
Остаточный ресурс узлов подшипников, работающих в условиях динамических и вибрационных нагрузок, принято определять в соответствии с рекомендациями по формуле
-Ьа
■ а1а2а3
10'
6 Г
60п
Сг
Соответственно сила, передаваемая на фундамент, равна
Г - С0А.
Для совместного применения системы с квазинулевой жесткостью и динамического гасителя колебаний используем полученные ранее формулы:
а0 2Рг
(УХ (Мм А + Мрд) + YFo) ^
(14)
где п - частота вращения внутреннего кольца; Сг - базовая радиальная динамическая грузоподъемность, Н; к - показатель степени (к = 3 для шариковых и к = 10/3 для роликовых подшипников); А - виброускорение механизма, мм/с2; X и У - коэффициенты соответственно динамической радиальной и динамической осевой нагрузок; КТ - температурный режим работы; КБ - коэффициент безопасности; К, а1, а2 - коэффициенты соответственно вращения вектора
к
I Таблица 1
Уровень вибрации и коэффициент передачи силы при различных способах монтажа оборудования
Жесткое Пружинные Виброизоляторы с квазинулевой жесткостью
Параметр
соединение виброизоляторы без динамического с динамическим
гасителя колебаний гасителем колебаний
Частота собственных колебаний, Гц 18,6 8 1 1
Жесткость монтажа, МН/м 5,667 1,048 0,016 0,016
Амплитуда колебаний, мкм 83,7 74,0 72,1 14,0
Виброскорость, мм/с 4,18 3,70 3,61 0,70
Передаваемая на фундамент сила, Н 474,27 77,58 1,18 0,23
Коэффициент передачи силы
0,16061
0,02627
0,00040
0,00008
Рис. 1. Уровень виброскорости оборудования при применении системы виброизоляции с квазинулевой жесткостью, дополненной динамическим гасителем колебаний, при различных параметрах гасителя
0,004 0,008 0,012 0,016 Коэффициент относительного демпирования
I
Рис. 2. Уровень виброскорости оборудования при различной частоте собственных колебаний
1 6 11 16 Коэффициент относительного демпирования
нагрузки, надежности и конструкции подшипника; а3 -уровень смазки тел качения; д - ускорение свободного падения; Мм - масса механизма; Мр - масса ротора.
Возможность увеличения ресурса рассмотрим на примере насоса НМ 10000-210. Он имеет массу (нагнетателя) 10030 кг при массе ротора 6430 кг. В качестве подшипника примем 6-36318Л с динамической грузоподъемностью 189 кН. Коэффициенты равны а1 = 1; а2 = 1; а3 = 1; V = 1; X = 1; д = 9,81 м/с2; КБ = 1,2; КТ = 1;к = 10/3; п = 50 Гц. Задаваясь уровнем вибрации, получаем расчетный ресурс подшипника (рис. 3).
Принимая вибросостояние агрегата как хорошее (при уровне вибрации 4,18 мм/с), получаем, что использование систем виброизоляции с квазинулевой жесткостью в совокупности с динамическим гасителем позволяет уменьшить виброскорость до 0,7 мм/с (см. табл. 1). Тогда до установки систем защиты ресурс составляет 155,9 дня, а после установки составит 261,6 дня, что на 67,8% больше (см. рис. 3).
Таким образом, применение систем виброизоляции с квазинулевой жесткостью позволяет значительно уменьшить динамическую силу (до 2500 раз), однако виброскорость оборудования также остается большой. Дополнение динамическим гасителем колебаний позволяет как уменьшить общий уровень вибрации (до 0,7 мм/с), так и практически
I
Рис. 3. Результаты расчета ресурса подшипника при различном уровне вибрации
350
300
250
^ 200 :т
ч
1150
о
СБ О-
100
50
00 1 23456789 10 11 Виброскорость, мм/с
исключить динамически передаваемую силу, при этом снижаются динамические нагрузки в оборудовании, повышается надежность и долговечность, в частности увеличивается долговечность подшипников узлов (для рассмотренного случая - на 68%).
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1 2
Борисов Л.П., Гужас Д.Р. Звукоизоляция в машиностроении. М.: Машиностроение, 1990. 256 с. РД 34.21.306-96. Методические указания по обследованию динамического состояния строительных конструкций сооружений и фундаментов оборудования энергопредприятий. М.: СПО ОРГРЭС, 1988. 46 с. РД 39-0147103-314-88. Методика расчета и проектирования системы виброизоляции блочной насосной станции. Уфа: ВНИИСПТНЕФТЬ, 1988. 43 с.
Смирнов В.А. Виброизоляция высокоточного оборудования на основе виброизолятора с квазинулевой жесткостью: дис. канд. техн. наук: 05.23.17. М., 2014. 198 с.
Пилипенко В.В., Пилипенко О.В., Запольский Л.Г. Пневматические системы виброзащиты с квазинулевой жесткостью // Техническая механика, 2008. № 2. С. 17-25.
Валеев А.Р., Зотов А.Н. Защита от вибрации и ударов системами с квазинулевой жесткостью: моногр. Уфа: Нефтегазовое дело, 2013. 166 с.
Вибрации в технике: справочник. в 6 т. / под ред. В.Н. Челомей. М.: Машиностроение, 1978. Т. 6. Защита от вибрации и ударов: под ред. К.В. Фролова. 1981. 456 с.
Гумеров А.Г., Гумеров Р.Г., Исхаков Р.Г. и др. Виброизолирующая компенсирующая система насосно-э-нергетических агрегатов. Уфа: ИПТЭР, 2008. 328 с.
9. Гареев Р.Р. Совершенствование методов оценки технического состояния насосного и вентиляционного оборудования на установках комплексной подготовки газа: дис. канд. техн. наук: 05.02.13. Уфа, 2014. 198 с.
REFERENCES
1. Borisov L.P., Guzhas D.R. Zvukoizolyatsiya vmashinostroyenii [Sound insulation in mechanical engineering]. Moscow, Mashinostroyeniye Publ., 1990. 256 p.
2. RD 34.21.306-96. Metodicheskiye ukazaniya po obsledovaniyu dinamicheskogo sostoyaniya stroitel'nykh konstruktsiy sooruzheniy i fundamentovoborudovaniya energopredpriyatiy [RD 34.21.306-96. Guidelines for examining the dynamic state of building structures of facilities and foundations of equipment of energy enterprises]. Moscow, SPO ORGRES Publ., 1988. 46 p.
3. RD 39-0147103-314-88. Metodika rascheta iproyektirovaniya sistemy vibroizolyatsii blochnoy nasosnoy stantsii [RD 39-0147103-314-88. Methodology for calculating and designing a vibration isolation system for a block pumping station]. Ufa, VNIISPTNEFT' Publ., 1988. 43 p.
4. Smirnov V.A. Vibroizolyatsiya vysokotochnogo oborudovaniya na osnove vibroizolyatora s kvazinulevoyzhestkost'yu. Diss. kand. tekhn. nauk [Vibration isolation of high-precision equipment based on a vibration isolator with quasi-zero stiffness. Cand. tech. sci. diss.]. Moscow, 2014. 198 p.
5. Pilipenko V.V., Pilipenko O.V., Zapol'skiy L.G. Pneumatic vibration protection systems with quasi-zero stiffness. Tekhnicheskaya mekhanika, 2008, no. 2, pp. 17-25 (In Russian).
6. Valeyev A.R., Zotov A.N. Zashchita ot vibratsii i udarov sistemami s kvazinulevoy zhestkost'yu [Protection against vibration and shock by systems with quasi-zero stiffness]. Ufa, Neftegazovoye delo Publ., 2013. 166 p.
7. Vibratsii v tekhnike. T. 6 [Vibrations in technology. Vol. 6]. Moscow, Mashinostroyeniye Publ., 1978. Zashchita ot vibratsiiiudarov [Protection against vibration and shock]. 1981. 456 p.
8. Gumerov A.G., Gumerov R.G., Iskhakov R.G. Vibroizoliruyushchaya kompensiruyushchaya sistema nasosno-energeticheskikh agregatov [Vibroinsulating compensating system of pump and power units]. Ufa, IPTER Publ., 2008. 328 p.
9. Gareyev R.R. Sovershenstvovaniye metodov otsenki tekhnicheskogo sostoyaniya nasosnogo i ventilyatsionnogo oborudovaniya na ustanovkakh kompleksnoy podgotovki gaza. Diss. kand. tekhn. nauk [Improving methods for assessing the technical condition of pumping and ventilation equipment in integrated gas treatment plants. Cand. tech. sci. diss.]. Ufa, 2014. 198 p.
ИНФОРМАЦИЯ ОБ АВТОРАХ / INFORMATION ABOUT THE AUTHORS
Валеев Анвар Рашитович, к.т.н., доцент кафедры транспорта и хранения нефти и газа, Уфимский государственный нефтяной технический университет.
Харрасов Булат Гамилевич, техник кафедры транспорта и хранения нефти и газа, Уфимский государственный нефтяной технический университет.
Anvar R. Valeev, Cand. Sci. (Tech.), Assoc. Prof. of the Department of Transport and Storage of Oil and Gas, Ufa State Petroleum Technological University.
Bulat G. Kharrasov, Technician of the Department of Transport and Storage of Oil and Gas, Ufa State Petroleum Technological University.
