Оптимизация конструкции торцовых уплотнений нефтеперекачивающих насосов на основе моделирования гидромеханических и тепловых процессов Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.891:51.001.57

3. Н. ОВЧАР

ОАО «Сибнефтепровод»

ОПТИМИЗАЦИЯ КОНСТРУКЦИИ ТОРЦОВЫХ УПЛОТНЕНИЙ НЕФТЕПЕРЕКАЧИВАЮЩИХ НАСОСОВ НА ОСНОВЕ МОДЕЛИРОВАНИЯ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ И ТЕПЛОВЫХ ПРОЦЕССОВ__

В статье рассмотрены результаты расчетно-аналитического исследования влияния конструктивных параметров и свойств сырой нефти на режим трения и герметичность торцовых уплотнений нефтеперекачивающих насосов. Показана эффективность такого метода исследования и оптимизации конструкции с целью повышения надежности и долговечности уплотнений.

В статье рассмотрены результаты расчетно-аналитического исследования влияния конструктивных параметров и свойств сырой нефти на режим трения и герметичность торцовых уплотнений нефтеперекачивающих насосов. Показана эффективность такого метода исследования и оптимизации конструкции с целью повышения надежности и долговечности уплотнений.

Проблема обеспечения надежности и повышения эффективности объектов трубопроводного транспорта нефти неразрывно связана с обеспечением надежности торцовых уплотнений магистральных насосных агрегатов (МНА) нефтеперекачивающих станций.

Задача повышения износостойкости торцовых уплотнений герметизирующих устройств (ГУ) валов МНА относится к числу наиболее сложных научно-технических проблем, решаемых при организации трубопроводного транспорта нефти и нефтепродуктов и имеет свою историю. Работы по повышению работоспособности и срока службы ГУ валов МНА ведутся с 70-х годов прошлого столетия. За это время конструкция ГУ и материалы контактных колец и конструкция ГУ — торцовых уплотнений МНА изменялись несколько раз: твердосплавные композиционные, углеграфитовые и другие материалы [1,2].

Анализ неисправностей и отказов МНА, эксплуатирующихся в ОАО «Северные магистральные нефтепроводы» показал, что основная масса МНА не обеспечивает безотказной работы в течение заданного межремонтного ресурса и они имеют среднюю наработку на отказ около 1500 часов при межремонтном ресурсе 6500 часов. При этом 30% отказов вызывается выходом из строя торцовых уплотнений.

Низкий уровень надежности торцовых уплотнений, как показали исследования, связан с тяжелыми условиями работы контактной пары

трения — уплотнительных колец торцового уплотнения (скорость скольжения до 20 м • с"1, давление уплотняемой среды — неочищенной нефти от 2,0 до 6,5 МПа, значительное изменение температуры нефти от-15°С до + 80°С и ее вязкости), а также низкими вязкоуиругими свойствами материала уплотнительных колец.

Выполненный анализ конструкции, условий эксплуатации и состояния трущихся поверхностей контактных колец ГУ насосных агрегатов показал, что трущиеся поверхности контактных колец работают в условиях гидродинамической и граничной смазки нефтью при высоком параметре нагружения РУ, что вызывает повышенный износ, разрушение рабочих поверхностей и увеличение перетечек выше допустимых. Решению проблемы повышения надежности и оптимизации характеристик торцовых уплотнений посвящен ряд работ [1, 3 — 5], однако до настоящего времени до 30% преждевременного вывода из эксплуатации нефтеперекачивающих насосов связано с неисправностями и отказами торцовых уплотнений.

С целью сокращения объема экспериментальных исследований при разработке конструкции был принят алгоритм расчета и анализа гидромеханических процессов, в основу которого положена модель одномерного ламинарного изотермического течения несжимаемой среды через торцовую щель 11 с плоскопараллельными стенками (рис. 1). При вращении приводного вала насоса они разделяются тонким слоем жидкости, перетекающей во внутреннюю полость вследствие перепада давления Др.

Учитывая особенности условий эксплуатации торцовых уплотнений, для оценки работоспособности и долговечности рассматриваемого узла трения предлагается решать задачу в самой общей постановке и проводить исследование в следующем порядке:

1. Оценка влияния вязкости нефти на величину перетечек при различных значениях величины зазора — торцовой щели обеспечивающего бесконтактный жидкостный режим трения сопряженных колец, при максимально допустимом по ТУ уровне перетечек нефти (300 см3/ч) в условиях эксплуатации при реальном изменении вязкости нефти.

2. Определение мощности трения в торцовом зазоре при заданных значениях: динамической вязкости ц нефти, величины зазора Ь0, диаметров уплотнительных колец коэффициенте гидравлического нагружения к ((1 — диаметр вала),

Di-Di

соответствующих равновесному гидромеханическому положению уплотняющих колец.

3. Определение температуры в зоне трения и теплового потока, генерируемого в металло-полимерных и металлических парах трения торцовых уплотнений.

4. Исследование влияния коэффициента гидравлического нагружения к на величину перетечек и температуру в зоне трения.

5. Определение конструктивных параметров уплотнительных колец, обеспечивающих заданную степень герметичности — допустимый объем перетек с учетом теплофизических свойств материала уплотнительных колец и вязкости нефти.

Рассмотрим результаты расчетно-аналигических исследований, выполненных согласно выше названному алгоритму. Для торцовой щели с плоскопараллельными стенками при ламинарном изотермическом течении объемные утечки О рассчитывают по формуле [3]:

Q = -

лк?.Ар

6/iln

А

D.

2)

1-

Ъра1 80Др

Км2)

id

где Л0 — торцовый зазор; р — плотность сырой нефти.

Влияние возникающих центробежных сил в пленке жидкости учитывается с помощью второго члена в скобках выражения (1), деформация контактных колец не учитывается.

На рис. 2 представлены полученные расчетные зависимости утечек (расхода) нефти через зазор в серийном торцовом уплотнении при к = 0,6 от величины торцового зазора при изменении вязкости нефти в 5,5 раз от 12 до 67 мПа-с. Как видно из рисунка при И = 3 мкм величина утечек изменяется в 4 раза в зависимости от ¡л. Если минимальное значение утечек нефти принять 150 смэ/ч из условия необходимого охлаждения зоны трения, а максимальное — 300 смэ/ч согласно ТУ, то величина зазора должна иметь значения 2,7... 4,7 мкм во всем диапазоне изменения вязкости нефти в условиях эксплуатации. Штриховыми линиями (рис. 2) показаны зависимости О = ЦЬ) для ГУ с коэффициентом к = 0,75. Все кривые для этой конструкции смещаются в сторону уменьшения величины торцового зазора Ь, и уте-чеквпределах (150...300) см3/ч обеспечиваются при Ь = 2,2...4,0 мкм, т.е. при меньшей на 15...20% величине зазора.

Приведенные зависимости О = ^И) при двух различных значениях коэффициента гидравлического нагружения к показывают, что величина этого параметра оказывает существенное влияние на

величину утечек нефти через зазор. Для анализа влияния к на утечки нефти рассчитаны зависимости О = f(1а), приведенные на рис. 3. Они позволяют определить оптимальные значения к, при которых обеспечиваются требования по степени герметичности уплотнения и охлаждения зоны трения. Из рис. 3 видно, что для обеспечения названных требований значения к следует принять равными 0,70. ..0,80, При этих значениях максимальные утечки не превысят 300 см3/ч. Анализ зависимостей Q = f(h) для различных значений зазора h (от 2,5 до 4,0 мкм) показывает, что при названных значениях коэффициента гидравлического нагружения и соответствующих конструктивных параметрах (диаметрах D,, D2) уплотнительных колец обеспечивается устойчивый жидкостный режим трения при любых значениях вязкости нефти в условиях эксплуатации.

Пары трения торцовых уплотнений работают при высоких скоростях скольжения, что неизбежно вызывает генерацию значительных тепловых потоков в зоне трения. Повышение температуры в зоне трения в свою очередь может оказывать существенное влияние на работоспособность уплотнения вследствие снижения характеристик механических и триботехнических свойств материалов контактных колец металлополимерных пар трения ГУ.

Для анализа тепловых режимов работы металлополимерных пар трения ГУ представим торцовое уплотнение в виде расчетной схемы (рис. 1), где вращающееся металлическое или полимерное контактное кольцо, жестко связанное с валом, моделируется кольцом 2, невращающееся металлическое контактное кольцо — цилиндром 1. Тепловой режим работы трибосистемы будем рассматривать для условий постоянной температуры окружающей жидкости и постоянной частоты вращения вала. В этом случае можно считать, что в трибосистеме установится стационарный режим передачи теплоты. При этом в результате генерации в зоне трения тепловой поток, возникший в зоне трения, будет преимущественно распространяться в осевом направлении вдоль стенок цилиндра и кольца. Такой стационарный тепловой режим в трибосистеме можно считать одномерным.

Уравнения теплопроводности для стенок кольца и цилиндра имеют вид [6, 7]:

- для кольца

d2AT dx2

= 0

-для цилиндра

d2AT т

dx2

(2)

(3)

где ДТ = Т - Тж, Т — температура кольца; Тж — температура жидкости — нефти.

т = 2. \iaA+oc2D2)

V

где л, и Лг — коэффициенты теплопроводности цилиндра и кольца; а, — коэффициент теплоотдачи на внутренней стенке цилиндра.

В уравнениях (2) и (3) предполагается наличие вынужденной конвекции при теплообмене жидкости

Рис. 1. Расчетная схема трибосистемы: 1 - цилиндр, 2 - кольцо. 3 - корпус, 4 - вал, 5 - окружающая жидкость внутренней полости

1.5 4,0 4,5 h,MKM <Ч-р.!К|1ЙЯ конструкция

Усовершснст вованная конструкция

Рис. 2. Зависимость утечек иефти от величины торцового зазора при различных значениях динамической вязкости: 1,1'- 12 мПа-с; 2,2'-38 мПа с;3 ,3'- 67мПа-с

Рис. 3. Зависимости утечек нефти от коэффициента гидравлической нагрузки при различных значениях динамической вязкости: 1-38 мПа-с; 2 - 54 мПа-с; 3-67 мПа-с (при величине торцового зазора Ъ = 4 мкм)

Рис. 4. Зависимость утечек и температуры трения от величины торцового зазора при различных значениях конструктивных параметров колец: 1 - D, = 139 ми, D2 = 150 мм; 2 - D, = 143 мм, D2 = 1S0 мм. Динамическая вязкость нефти -38 мПа-с, плотность нефти - 856,6 кг/м3, температура нефти -13,1 "С, перепад давлений - 44 МПа

с внутренней поверхностью цилиндра и естественной конвекции — при теплообмене жидкости с внешней поверхностью цилиндра.

Решение уравнения (3) с учетом граничных условий имеет вид

Т +Т

Y* _ Y тр

тр

h

(4)

ехр|4 -sj+ ехр[- - х)\ Ч тР expKJ+exp(-w/,)

(5)

Я ,=Щттр~2Тж)1

' о

(7)

где Тт11 — температура в зоне трения.

Температура цилиндра может быть определена по формуле [6,7]:

где 12 — длина контактного кольца; / — площадь поперечного сечения кольца.

Рассчитывая температуру в зоне трения Т из условия теплового баланса в зоне трения

дг=д1+Я2. (8)

считаем, что тепловыделение в зоне трения равно мощности трения в зоне контакта [3]:

N =

п/исо

(Dl-Dl)

Ъ2К

О)

где^ — длина цилиндра.

Тепловые потоки через цилиндр и кольцо с учетом выражений (4) и (5) равны

о 1 г (т т ^хр(Ч)-ехр(-?п/|)

Решая уравнение (9) относительно температуры трения, получаем

Т =Т

л тр

N

Л, ехр(т/,)- ехр(- ml])

f

— + Л, т Ог

ехр(от/,) + ехр(- ml,)

.(Ю)

Задавая различные значения конструктивных параметров контактных колец, определяющих значение коэффициента гидравлической нагрузки к, можно анализировать их влияние на утечки и температуру в зоне трения. На рис. 4 приведены зависимости величины утечки и температуры трения от величины зазора при двух различных значениях конструктивных параметров контактных колец, обеспечивающих значения коэффициента к = 0,6 и к = 0,75. Совместный анализ полученных зависимостей показывает, что увеличение коэффициента гидравлической нагрузки приводит к снижению степени герметичности — перетечки увеличиваются, но при этом снижается температура в зоне трения. Наиболее приемлемым следует считать коэффициент к = 0,75, поскольку при этом обеспечивается допустимый уровень утечек и значительное снижение температуры в зоне трения по сравнению с вариантом серийного исполнения при к = 0,6. Рассматриваемая трибосистема, как и любая другая, является открытой термодинамической системой, долговечность которой во многом определяется величиной работы трения при стационарном режиме. В этом случае, долговечность торцового уплотнения определяется производством энтропии в трибосистеме, при снижении которой наблюдается повышение устойчивости системы и минимизируется процесс накопления дефектов [8]. Для оценки износостойкости трибосистемы предлагается проводить анализ характера изменения энтропии в металлополимерной трибосистеме. Зная мощность и температуру трения, можно оценить величину изменения энтропии трибосистемы в зависимости от величины торцового зазора Н0 и конструктивных параметров уплотнительных колец:

Д5 = —=

(И)

-„,„ 32 Иа-Ттр

где AS — изменение энтропии; N — мощность трения.

Расчеты показали, что увеличение внутреннего диаметра контактного кольца с 138 мм до 143 мм при неизменном значении внешнего диаметра 150 мм, что соответствует увеличению к от 0,6 до 0,75, позволяет значительно снизить производство энтропии в трибосистеме. Кроме того, как показано в [8], снижение производства энтропии ведет к снижению интенсивности изнашивания Jn и повышению износостойкости исследуемой системы:

где Д5* - удельная энтропия (отнесенная к единице массы); F - площадь трения; L — путь трения; р* — плотность полимерного материала.

Согласно (12) при к = 0,75 и прочих равных условиях можно прогнозировать снижение интенсивности изнашивания полимерного уплотняющего кольца на 27%.

Выводы. 1. Выполненные расчетно-аналитичес-кие исследования показывают высокую эффективность метода совершенствования и оптимизации конструкции торцовых уплотнений на основе моделирования гидромеханических и тепло-физических процессов в трибосистеме.

2. Основным конструктивным параметром управления названными процессами и техническими характеристиками торцового уплотнения является коэффициент гидравлической нагрузки, определяемый соотношением внутреннего и наружного диаметров уплотняющих контактных колец.

3. Существенное влияние на режим работы и срок службы торцового уплотнения оказывают динамическая вязкость рабочей жидкости — сырой нефти, которая зависит от времени года и химического состава нефти.

Библиографический список

1. Овчар З.Н. Разработка и модифицирование материалов металлополимерных узлов треиия с целью повышения ресурса торцовых уплотнений нефтеперекачивающих насосов. — Дисс. канд. техн. наук. - Омск, 1998. - 54 с.

2. Машков Ю.К., Овчар З.Н., Байбарацкая М.Ю., Мамаев O.A. Полимерные композиционные материалы в триботехнике. — М.: Недра, 2004. - 262 с.

3. Уплотнения и уплотнительная техника: Справочник / A.A. Кондаков, А.И. Голубев, В.В. Гордеев и др.; Под общ. ред. А.И. Голубева, Л.А. Кондакова. — 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1994. — 448 с.

4. Мельник В.А. Параметры управления и оптимизации характеристик торцового уплотнения // Машиностроитель, 2002, №7. - С, 19 - 23.

5. Голуб М.В. Основы комплексного решения проблемы повышения износостойкости, надежности и долговечности уплотнений насосов магистральных нефтепроводов / Автореф. дисс. докт. техн. наук. — Гомель; 2002. —53 с.

6. Теплопередача: Учебник для вузов / В.П. Исаченко, В.А. Осипова, A.C. Сукомел. — 4-е изд., перераб. и доп. — М.: Энергоиздат, 1981. — 416 с.

7. Михеев М.А., Михеева И.М. Основы теплопередачи. — М.: Энергия, 1977. - 343 с.

8. Машков Ю.К. Термодинамический подход к моделированию металлополимерных трибосистем // Трение и износ. - 1998 (19) ,№4 - С. 431 - 439.

ОВЧАР Зиновий Николаевич, генеральный директор ОАО «Сибнефтепровод».

Дата поступления статьи в редакцию: 16.01.06 г. © Овчар З.Н.