CC BY
267. Сызранцева К. В. Компьютерный анализ нагруженности и деформативности элементов нефтегазового оборудования. - Тюмень: ТюмГНГУ, 2009. - 124 с.
8. Кондаков Л. А. Уплотнения и уплотнительная техника. - М.: Машиностроение,1986. - 464 с.
Сведения об авторах
Поздняков И. В., аспирант кафедры МОП, Тюменский государственный нефтегазовый университет, г. Тюмень, e-mail: IPozdnyakov@slb.com
Сызранцев В. Н., д.т.н., профессор, кафедра МОП, заведующий, Тюменский государственный университет, г.Тюмень, тел.: + 7 (3452) 48-45-63.
Двинин А. А., к.т.н., доцент, кафедра МОП, Тюменский государственный университет, г.Тюмень, тел.: + 7 (3452) 41-46-46.
Pozdnyakov I. V., postgraduate student, Machines and Mechanisms of Oil and Gas Fields Department (MOGF), Tyumen State Oil and Gas University, e-mail: IPozdnyakov@slb.com
Syzrantsev V. N., PhD, professor, Head of Machines and Mechanisms of Oil and Gas Fields Department (MOGF), Tyumen State Oil and Gas University, Tyumen, phone: + 7 (3452) 48-45-63
Dvinin A. A., PhD, associate professor, Machines and Mechanisms of Oil and Gas Fields Department (MOGF), Tyumen State Oil and Gas University, Tyumen, phone: 7 (3452) 41-46-46.
УДК 622.692.4.
ФИЗИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЙ ВИБРАЦИИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
С. И. Перевощиков
(Тюменский государственный нефтегазовый университет)
Ключевые слова: модель физическая, вибрация гидродинамическая, насос центробежный Key word: мо&1 physical, hidrodinamic vibration, centrifugal pumps
Центробежные насосы относятся к наиболее распространенным видам гидравлических машин. В процессе их эксплуатации они нередко испытывают особый гидродинамический режим, сопровождающийся вибрацией всей их конструкции. Это существенно осложняет эксплуатацию данных машин, так как приводит к сокращению межремонтного периода насосов и повышает аварийность тех систем, в которых они используются.
Центробежные насосы, как все гидравлические машины, рассчитываются и конструируются на определенные рабочие параметры. В качестве таковых у насосов в первую очередь выступают производительность по жидкости или подача Q и развиваемый насосами
напор H . При эксплуатации гидравлических систем, в состав которых входят насосы, часто приходится изменять их режим работы. Это достигается регулированием, то есть изменением Q и H , развиваемым насосами. Следствием подобных изменений является неизбежное отклонение режимов работы рассматриваемых гидравлических машин от расчетных режимов, заложенных в их конструкцию, что влечет нарушение благоприятного (с точки зрения минимизации энергетических потерь) течения гидродинамических процессов в насосах. В их проточной части начинают возникать нестационарные пульсирующие потоки вторичного происхождения; масштаб их тем больше, чем выше мощность насосного агрегата. Данные потоки препятствуют прохождению через машины основного производительного потока, называемого транзитным, чем увеличивают энергетические потери в машинах.
Более негативным фактором является пульсирующий характер возникающих вторичных токов жидкости. Пульсации вносятся в основной транзитный поток, масштабность их значительно усиливается и возрастает силовое, ударное (вследствие пульсирующего характера процесса) воздействие на ограничивающие поток поверхности, то есть на элементы проточной части насосов, что приводит их в колебательное движение. В итоге, при отклонении рабочих параметров насосов Q и H , и в первую очередь Q , от их расчетных значений
QC) и Но вся конструкция насосов начинает испытывать вибрацию гидродинамического происхождения. Последствия от нее, как и от вибрации любой другой природы, могут быть самыми разрушительными.
Вибрация гидродинамического происхождения у центробежных насосов, эксплуатирующихся на нерасчетных режимах, не является чем-то особенным. Она встречается повсеместно, испытывается всеми насосами без исключения и не представляет опасности, так
как, по возможности, принимается во внимание при конструировании данных машин. Однако существуют вполне естественные конструктивные ограничения, не позволяющие обеспечивать насосам в равной мере благоприятные гидродинамические режимы во всем физически возможном диапазоне их подач Q - от нуля до весьма существенных значений. Такие режимы работы насосам, не приводящие к возникновению в них значительной вибрации, конструктивно могут обеспечиваться только для достаточно узкого интервала Q ,
включающего Qо и называемого рабочей зоной насоса.
Существенный уровень вибрация рассматриваемого вида приобретает лишь в том случае, когда насосы эксплуатируется за пределами их рабочей зоны. Тогда негативные последствия от нее возникают даже при недолговременной работе насосов в таких режимах. Если по каким-либо обстоятельствам насосы эксплуатируются в подобных режимах длительное время, то последствия от вибрации могут стать не просто негативными, но и опасными.
Именно такая ситуация сложилась в девяностые годы прошлого века на большинстве объектов нефтепроводного транспорта. В настоящее время она существенно изменилась, но может возникнуть в любой момент в связи с переходом к рыночной экономике и складывающейся конъюнктурности в сырьевой политике. Острота проблемы не исчерпана еще и по той причине, что большая часть высокопроизводительного насосно-силового оборудования существующих магистралей, спроектированных и построенных при политике, сориентированной на максимальную подачу нефти на сырьевой рынок, еще не выработала своего ресурса, либо ресурс ее успешно продлевается. И это оборудование должно эксплуатироваться во вновь сложившейся ситуации, совместно с теми средствами регулирования режимами его работы, которые существовали на момент ввода его в эксплуатацию.
Рассматриваемая проблема себя еще не исчерпала, существует задача разработки методов и средств, предотвращающих, либо существенно снижающих, уровень вибрации центробежных насосов, работающих с недогрузкой по подаче. Следует отметить, что рассматриваемая проблема не касается только нефтепроводного транспорта. Она свойственна, в той или иной степени, всем отраслям экономики, где используются центробежные насосы.
Реальная область поиска данных методов и средств, в сложившейся ситуации, ограничивается конструкцией рассматриваемых гидравлических машин. Поскольку, с одной стороны, изучаемое явление происходит именно в самих этих машинах, с другой стороны, существующие методы регулирования режимов работы центробежных насосов и созданных на их основе насосных станций не позволяют воздействовать на это явление в нужном направлении. Все методы регулирования (это в основном дросселирование потока на выходе станций и уменьшение количества работающих на станциях последовательно соединенных насосов) позволяют только уменьшать объемы жидкости, проходящие через насосы. Значит, их осуществление не только не исправляет ситуацию, но, напротив, значительно усугубляет ее.
Для решения поставленной задачи первоначально необходимо выяснить энергетический источник (или энергетические источники) вызывающие вибрацию, так как она представляет процесс рассеивания энергии в окружающее пространство в различных формах. В качестве таковых следует рассматривать динамические явления в проточной части рассматриваемых машин. К ним относятся гидродинамические процессы. Конкретные виды их, способные вызывать вибрационные процессы с рассеиванием, а значит с потерей, энергии, тесно связаны с гидравлическими потерями энергии, приводящими к снижению напора насосных агрегатов.
Разновидности гидравлических потерь энергии в центробежных насосах установлены множеством предыдущих исследователей. Ими же дается достаточно подробное описание их в качественном отношении, и делаются, с разной успешностью, попытки количественной оценки каждой из них в отдельности. Подробное изучение этих потерь энергии с проведением дополнительных исследований в данной области [1] показало, что энергетическим источником вибрации гидродинамического происхождения при работе центробежных насосов с пониженной подачей являются следующие гидродинамические процессы:
• взаимодействие транзитного потока жидкости с входной кромкой лопастей рабочих колес насосов;
• взаимодействие различных направлений движения жидкости в межлопастных каналах рабочих колес.
Перечисленные факторы при работающих насосах присутствуют всегда, но выражаются в разной степени в зависимости от ситуации. Степень их выражения зависит от режима работы насосов.
Так, при расчетном режиме работы насоса поток жидкости входит в рабочее колесо по касательной к поверхности лопастей (точнее - к входной кромке лопастей). Это обеспечивается соответствующим расчетом и конструктивным исполнением данного элемента проточной части насосов. Когда режим работы отклоняется от расчетного, происходит искажение первоначального поля скоростей потока и возникает рассогласование направления относительной скорости потока на входе в рабочее колесо Щ (относительно входной кромки), определяемого углом Д с углом наклона входной кромки (5\л (рис.1).
В результате образуется угол атаки потоком лопасти I, что приводит не просто к касательному контакту между потоком и лопастью, но к силовому взаимодействию между ними. По мере удаления режима работы насоса, характеризуемого Q , от расчетного, отражаемого Qo , угол атаки I увеличивается и силовое взаимодействие между потоком и лопастью возрастает. При небольших отличиях Q от Q0 , в пределах рабочей зоны насоса, это взаимодействие не велико, но существенно возрастает по мере удаления Q от Q0 .
После контакта с входной кромкой лопастей поток поступает в межлопастные каналы рабочего колеса. Колесо находится во вращении. Это заставляет заполняющую каналы жидкость одновременно находиться в нескольких видах движения. Большинство из них производные. Изначально определяющими являются два вида движения:
• инерционное движение жидкости в направлении, противоположном направлению вращения рабочего колеса;
• транзитное движение под воздействием центробежной силы, создаваемой энергией приводящего насос двигателя.
Силы, вызывающие эти виды движения, приложены к одной и той же массе жидкости, что придает потоку некоторое итоговое движение - создается жидкостная масса, с возникающими и исчезающими областями возмущения, перемещающаяся от входа каналов рабочего колеса к их выходу. Возмущения придают потоку пульсации. Они включают также и нестационарные явления, вызываемые кавитационными процессами, спровоцированными отрывным обтеканием потоком ограничивающих его поверхностей, а также другими факторами. В целом все эти явления создают в проточной части насосов некоторую виброакку-стическую картину. При работе насоса в рабочей зоне мощностные характеристики ее невелики и способны создать только общий виброаккустический фон, свойственный любой работающей машине, не несущий сколько-нибудь заметный вред оборудованию. При выходе режима работы насосов из их рабочей зоны ситуация существенно изменяется - вибрации, вызываемые рассматриваемыми видами движения жидкости, возрастают в большей степени (чем больше удаление фактической Q от расчетной Qo ).
Рассмотрим взаимодействие транзитного и инерционного потоков подробнее, воспользовавшись упрощенной схемой движения жидкости в межлопастном канале рабочего колеса (рис. 2).
Находящаяся в межлопастном канале между лопастями 1 жидкость при вращении рабочего колеса с угловой скоростью й , стремясь сохранить состояние покоя, начинает вращаться в противоположном вращению колеса направлении. При этом объемы жидкости, находящиеся на выходе колеса, удалены от центра его вращения на большее расстояние (на
Векторы скоростей на входе в колесо (сечение, нормальное оси колеса)
Рис. 1.
расстояние Г2 ), чем те объемы, которые располагаются вблизи входного отверстия колеса (расстояние Г ).
Это различие в расстояниях приводит к тому, что первые приобретают большую скорость инерционного движения V2 по сравнению со вторыми, имеющими скорость
.Различие в и2 и V заставляет жидкость, заполняющую межлопастной канал, вращаться относительно колеса со скоростью , направленной навстречу транзитному потоку, входящему в межлопастной канал со скоростью после отражения его от входной кромки лопасти колеса. Встречное движение транзитного и инерционного потоков у рабочей поверхности лопасти приводит к их столкновению, силовому контакту между ними, и это создает ранее отмеченные пульсации.
При расчете и конструировании насосов межлопастным каналам рабочих колес стараются придать геометрические формы, обеспечивающие благоприятное (с наименьшими возмущениями и потерей энергии) взаимодействие между инерционным и транзитным потоками жидкости. Достичь это удается лишь для достаточно узкого (в пределах рабочей зоны насосов) диапазона подач Q . Поскольку геометрические характеристики межлопастных каналов после их изготовления становятся неизменными, то вектор Wи, пространственная ориентация которого в значительной мере определяется данными характеристиками, также оказывается почти неизменным и постоянным. В то же время поле скоростей транзитного потока и, значит, ориентация вектора Wт изменяется со сменой режима работы насосов. В результате, чем больше удаление Q от Qo , тем больше рассогласование между транзитным и инерционным потоками.
Центробежные насосы относятся к гидравлическим машинам проточного типа, действующим не периодически, а беспрерывно. Поэтому рассмотренные выше процессы взаимодействия транзитного потока с входной кромкой лопасти рабочего колеса и с инерционным потоком являются беспрерывными. Значит, не сопровождающимися достаточно ощутимыми динамическими ударными явлениями, которые, по своей природе, способны вызывать колебательные и вибрационные процессы.
Согласно исследованиям, проведенным в рамках настоящей работы, генератором вибрации гидродинамического происхождения в рассматриваемых центробежных насосах является «язык» входной спирали подвода насоса (рис. 3).
«Язык» устанавливается во входной спирали подвода насоса (см. рис. 3 «язык» и спираль показаны упрощенно) непосредственно перед входом в центробежное колесо для обеспечения равномерного поступления жидкости во все межлопастные каналы рабочего колеса. Свое предназначение он оправдывает (см. рис. 3), препятствуя прямому поступлению жидкости в каналы, расположенные ближе к входному патрубку насоса, заставляя поток, двигаясь по ходу спирали, последовательно заполнять все остальные каналы колеса. Этим достигается гидродинамическая сбалансированность ротора машины.
Рис. 2. Схема взаимодействия транзитного и инерционного потоков в межлопастном канале рабочего колеса центробежного насоса
Рис. 3.
Схема движения жидкости в подводе центробежного насоса со средним расположением рабочего колеса
При вращении рабочего колеса каждый канал по очереди перекрывается «языком» (см. рис. 3). Это препятствует поступлению жидкости в перекрываемый канал и прерывает контакт входящего в него транзитного потока жидкости с входной кромкой спирали соответствующей лопасти рабочего колеса и с инерционным потоком в перекрываемом межлопастном канале. После выхода ранее перекрытого канала, при продолжающемся вращении колеса, из гидродинамической тени «языка» поступление жидкости в канал возобновляется и транзитный поток, входя в открывшийся канал, вступает в контакт с входной кромкой лопасти и с инерционным потоком. При этом возобновившийся контакт уже является динамическим. Он носит ударный характер. Сила соударения транзитного потока со стоящими перед ним препятствиями в виде входной кромки и инерционного потока тем выше, чем больше рассогласованность между полями скоростей отмеченных потоков и полем скоростей транзитного потока с геометрическими характеристиками входной кромки лопасти рабочего колеса. Такая рассогласованность, как отмечалась выше, почти равна нулю при 2 = Оо и достаточно низка при Q в пределах рабочей зоны насоса. Но существенно возрастает по мере удаления 2 от границы рабочей зоны машины.
При силовом контакте транзитного потока с входной кромкой лопасти рабочего колеса сила реакции воздействует на лопасть, а через нее на рабочее колесо и ротор насоса в целом. Возникшая сила направлена нормально к оси ротора машины, если лопасти не наклонены по отношению к дискам рабочего колеса. При лопастях, наклонно расположенных к дискам колеса, соударение с лопастью порождает две силы воздействия на ротор насоса -поперечную и осевую.
Соударение транзитного потока с инерционным происходит в жидкой среде, возникающая при этом сила воспринимается лопастями, но в дополнение к этому еще и дисками рабочего колеса. При этом создается поперечная и осевая силы, которые в итоге воздействуют на ротор насоса.
Под воздействием выше отмеченных сил, носящих периодический характер, ротор насоса приходит в колебательное движение. Масса его значительна и соизмерима с суммарной массой корпусных деталей машины. В результате создается колебательное движение всей конструкции - насосный агрегат входит в режим вибрации.
Соударение транзитного потока с входными кромками лопастей рабочего колеса и с инерционными потоками в межлопастных каналах происходит при каждом открытии доступа транзитному потоку в очередной открывающийся за «языком» канал (см. рис. 3). Это происходит с частотой, равной количеству каналов и, соответственно лопастей, в рабочем колесе; если колеса имеют двухсторонний вход и совмещенные лопасти в обеих их половинах - количеству лопастей в одной половине колеса.
Таким образом, согласно представляемой физической модели вибрации, при недогрузке центробежных насосов по подаче в них должна генерироваться вибрация с частотой /г,
равной оборотной частоте ротора машины /об = , умноженной на количество лопастей
в рабочем колесе I , то есть с лопастной частотой = ^^ • 7 , где п - частота оборотов ротора насоса, 1/мин.
Угол наклона лопастей и дисками рабочего колеса / (рис. 4) может составлять О0 или
(при лопастях, наклонных к дискам) порядка 100 ^ 200. При такой конструкции колеса вектор силы, возникающей от взаимодействия транзитного потока с лопастями колеса (см. рис.
4), ориентируется либо нормально к оси ротора насоса, либо под некоторым небольшим углом к ней. Это создает вибрацию. В первом случае только в поперечном направлении «П», во втором - в «П» и в осевом «О» направлениях, с преобладанием «П».
1
Рис.4.
Схема расположения лопасти между дисками рабочего колеса:
1 - направление оси ротора (колеса) насоса
Диски рабочих колес (основной и покрывающий или передний) либо равны между собой по диаметру, либо отличаются не столь существенно (за исключением особых конструкций колес насосов). Поверхности данных дисков, обращенные вовнутрь рабочего колеса, также, соответственно, имеют либо одинаковую площадь, либо не существенно отличающуюся (за исключением отмеченного случая). Данные поверхности воспринимают все гидродинамические последствия от ударного контакта транзитного потока с входными кромками лопастей и с потоком инерционным. Последствиями от отмеченных контактов являются пульсации давления. Они воздействуют почти на равные по площади (в большинстве случаев) поверхности дисков, обращенные в противоположные стороны. Возникающие в результате этого силы, приложенные к дискам, почти равны, противоположно направлены и, в идеале, взаимно компенсируются.
Поэтому у центробежных насосов, недогруженных по подаче, согласно представляемой модели, гидродинамическая вибрация должна наблюдаться преимущественно в поперечном направлении «П»; осевая составляющая «О» также должна фиксироваться, но в меньших масштабах, преимущественно для насосов, имеющих колеса с наклоненными к их дискам лопастями. Должна иметь место и вибрация в вертикальном направлении (вертикальная составляющая) «В», так как вибрирующий массивный ротор насоса опирается на подшипниковые узлы машины. Способствует появлению «В» и воздействие на лопасть, вышедшую из гидродинамической тени «языка» спирали подвода насоса, вышеупомянутых пульсаций давления в соответствующем межлопастном канале колеса. Это воздействие отражает вектор W2 (см. рис.1).
Многочисленные опытные данные, полученные в ходе очередных плановых и внеплановых виброиспытаний насосных агрегатов, подтверждают выше сделанные выводы об ожидаемых значениях параметров вибрации рассматриваемой природы. В качестве иллюстрации приводятся некоторые данные по результатам виброиспытаний магистральных насосов нефтепроводов типа НМ на номинальную подачу 12500 м3 /ч (таблица). Данные насосы имеют рабочие колеса с лопастями, наклоненными к дискам колес. Количество лопастей Ъ = 7. Число оборотов роторов насосов равно п = 3000 об/мин. На момент проведения виброиспытаний насосы прошли очередной ремонт и были приняты по итогам после-ремонтных испытаний к эксплуатации без замечаний.
Результаты виброиспытаний насосов
Номер насоса Режим работы насоса Вибрация по направлениям*, X 10-3м/с Частота вибрации, Гц
давление напор, м подача, м3/ч В П О
на входе, МПа на выходе, МПа
1 0,98 3,14 258 9600 4,0 13,1 11,6 350
2 0,98 3,24 269 8600 4,6 8,3 6,4 350
* В - вертикальное, П - поперечное, О - осевое.
Представленные насосы (см. таблицу) существенно недогружены по подаче - при расчетной производительности 12500 м3/ч они имеют подачу 8600 ^ 9600 м3/ч. При этом насосы испытывают повышенную вибрацию. Вибрация, очевидно, имеет гидродинамическую природу, так как, согласно ранее отмеченному, перекачивающие агрегаты замечаний по механической части не имели. Зарегистрированная вибрация превосходит нормальный для данного вида машин уровень, характеризуемый скоростью вибрации в размере 7,1 ■ 10-3 м/с и происходит с частотой, равной лопастной частоте насосов. Такое же значение частоты вибрации дает расчет ее, согласно рассматриваемой модели, по следующему выражению:
, n 3000 f =--z =--7 = 350, Гц.
60 60
Полученные по трем направлениям уровни вибрации показывают, что преобладают колебания в поперечном «П» и в осевом «О» направлениях с преобладанием «П». Фиксируется так же, но в меньших размерах по сравнению с «П» и «О», вибрация и в вертикальном направлении «В».
Приведенные опытные данные являются незначительным фрагментом обширного массива информации, накопленного производственной и исследовательской практикой в ходе многолетней эксплуатации насосов рассматриваемого типа. Тем не менее, эти данные являются представительными, всесторонне характеризуют исследуемое явление и подтверждают адекватность разработанной и рассмотренной в настоящей работе модели реально наблюдаемым физическим явлениям.
Данная модель отражает гидродинамические процессы, происходящие в насосах с определенными конструктивными особенностями. В частности, в насосах, содержащих перед входом в их рабочее колесо некий конструктивный элемент, полностью или частично перекрывающий вход в межлопастные каналы колеса. В качестве такового может выступать ранее рассмотренный «язык» входной спирали подвода насоса. Он характерен для насосов, оснащенных рабочими колесами с двухсторонним входом жидкости и расположенным посередине вала машины. Это один из наиболее распространенных типов центробежных насосов. К ним относятся ранее упоминаемые насосы магистральных нефтепроводов НМ и насосы типа «Д», широко используемые в различных системах для подачи воды.
Подобный элемент присутствует и у ряда более простых насосов. Например, у некоторых насосов консольного типа. Он выполняется в виде «ребра» по внутренней образующей входного патрубка насоса, одновременно выполняющего функцию подвода машины. Такое ребро устанавливается, в отличие от «языка», не для обеспечения равномерной загрузки межлопастных каналов жидкостью, а для предотвращения или уменьшения закрутки потока перед его входом в рабочее колесо.
Выводы
При недогрузке центробежных насосов по подаче возникает повышенная вибрация гидродинамического происхождения с частотой, равной лопастной, и регистрируемая по трем направлениям: поперечному, осевому и вертикальному; при этом преобладают колебания в поперечном и осевом направлениях с преимуществом поперечного направления.
Представленная физическая модель адекватно отражает исследуемое явление и объясняет природу возникновения рассматриваемого вида вибрации, так как вскрывает ее конкретные энергетические источники, а также факторы, создающие собственно колебательные движения и обеспечивающие их распределение по пространственным координатам.
. Список литературы
1. Перевощиков С. И. Гидродинамика центробежных насосов.- Тюмень: Изд-во Тюменск. нефте-газ. ун-та, 2002. — 160 с.
Сведения об авторе
Перевощиков С. И., д.т.н., профессор, кафедра «Машины, и оборудование нефтяной и газовой промышленности», Тюменский государственный нефтегазовый университет, тел.: (3452)46-74-80
Perevoschikov S. I., Doctor of Technical Sciences, professor, Tyumen State Oil and Gas University, phone: (3452)46-74-80
