CC BY
25
МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
уДК И. В. БОЯРКИНА
Е. В. ТАРАСОВ
Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия,
г. Омск
ООО «Научно-производственный центр «Динамика, надежность машин и комплексная автоматизация» — НПЦ «Динамика»,
г. Омск
ОЦЕНКА ПОКАЗАТЕЛЕЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ В НЕФТЕПЕРЕРАБОТКЕ ПРИ МАЛОМ ЧИСЛЕ ТЕЛ КАЧЕНИЯ
Для подшипников качения центробежных насосных агрегатов в нефтепереработке установлены закономерности изменения их геометрических параме- |
тров и виброактивности в процессе эксплуатации. Н
о
Ключевые слова: подшипник качения, роликоподшипник, шарикоподшипник, О радиальная нагрузка, геометрическая характеристика подшипника, динамическая грузоподъемность, центробежный насосный агрегат.
Область применения центробежных насосных мощности электродвигателя и частоты вращения о
агрегатов очень обширная. Насосные агрегаты име- вала [1—3]. Ь
ют мощность до 600 кВт и более и являются энер- В табл. 1 приведены наиболее распространен-
гонасыщенными техническими системами, эффек- ные типы подшипников качения для нефтепе-
тивность которых увеличивается при возрастании рерабатывающей промышленности. В развитии
о
Основные параметры и характеристики подшипников качения центробежных насосных агрегатов, используемых в нефтепереработке
Тип подшипника Номинальный диаметр отверстия d, мм Наружный диаметр D, мм Диаметр тел качения Dw, мм Число тел качения 2 Динамическая грузоподъемность С, кН
Шарикоподшипники
310-317 50-85 110-180 19-30,16 8 61,8-133
403-417 17-85 62-210 12,7-39,69 6-7 22,9-174
Роликоподшипники
2408-2411 40-55 110-140 17-20 11-12 96,8-142
2305-2317 25-85 62-180 9-24 11-14 28,6-212
Рис. 1. Геометрические параметры шарикоподшипника
центробежных насосных агрегатов прослеживается тенденция увеличения динамической грузоподъемности при одновременном снижении числа тел качения и увеличения диаметров шариков и роликов. Поэтому возникает необходимость исследования нагруженности подшипников качения для заданной динамической грузоподъемности при малом числе тел качения.
Для подшипников качения благоприятным режимом работы, с точки зрения долговечности, является эксплуатация, при которой кольца и тела качения в зоне контакта совершают упругие деформации [4].
При длительной работе подшипника качения в зоне контакта тел качения с кольцами возникают микропластические деформации, которые накапливаются и приводят к необратимым изменениям формы и структуры контактирующих деталей. Напряженные состояния анализируются для разных режимов работы подшипников: модель идеально упругого состояния, модель упруго-пластического деформирования материала. Деформируемые материалы принимаются однородными и изотропными [4, 5]. При оценке напряженно-деформированного состояния шарикоподшипника, роликоподшипника методами теории упругости определяются размеры площадки контакта и нагрузки в зоне контакта. Характеристиками формы двух взаимодействующих тел является кривизна в точке контакта до при-
ложения нагрузки. Рассматривают максимальную и минимальную кривизну в точке контакта.
Для подшипника качения на рис. 1 показаны геометрические параметры. Для тела качения 1 и внутреннего кольца 2 в сечении показаны радиусы г и г , которые ортогональны. Для шарикоподшипника г11=г12 = 0,5Dw, где Ож — диаметр тела качения.
Минимальный радиус дорожки качения внутреннего кольца
2г22 = dl = (d+D)^0,5-Dw,
где d1 — диаметр дорожки качения внутреннего кольца; d — номинальный диаметр отверстия; D — номинальный наружный диаметр.
Радиус желоба, дорожки качения, внутреннего кольца по рекомендациям ИСО [4]
г21 = 0,52^.
Кривизна кривых в точке контакта рассматривается как величина, обратная радиусу. Кривизна положительная для выпуклых поверхностей и отрицательная — для вогнутых. На рис. 1 величина 1
р21 =--отрицательная, кривизна остальных кри-
Г21
вых величина положительная. 1 2
Для шарикоподшипника характеристикой форм контактиру1 щих тел является сумма главных кривизн [4]
^ 4 1
^Р=Рп +Р12 + Р21 +Р22 = 7""^
Д.. 0,5 2 Д.
_2
й.
(1)
Вс=омогательная характеристика фор мы деформирующих тел 0рреде;+ртс+ Р1 +юрмуле работы [4]
аР11 ~Р12) + (Р 21 ~Р 22)
Ор
(2)
С по2ющью 0 15 работе [4, таРЛ2 5.2] определяется величина рп, входащая в формулу контактных напряжен ий
'2 ( 11
2 ,
(3)
где Р0 — макcимaеьная радиальная сила тела качения, Н; п — характеристика упругих свойств материала контактирую щих тел [4]
+
2
а
Параметры шарикоподшипников центробежных насосных агрегатов
Тип подшипника Номинальный диаметр отверстия d, мм Диаметр наружный D, мм Диаметр шарика Dw,мм Сумма главных кривизн Sp Максимальная нагрузка на шарик Р0, Н Максимальное контактное напряжение amax, МПа Число тел качения z
66311 55 120 20,64 0,12963 43729 4922 8
310 50 110 19,05 0,14086 33571 4762 8
317 85 180 30,16 0,0779 72247 4486 8
46416 80 200 38,1 0,07365 121941 4757 7
Таблица 3
Параметры роликоподшипников центробежных насосных агрегатов
Тип Номинальный диаметр отверстия d, мм Диаметр наружный D, мм Диаметр ролика Dw, мм Сумма главных кривизн Sp Максимальная нагрузка на шарик Р0, Н Максимальное контактное напряжинио amax, МПа Число тел raceRm z
2204 20 47 6,5 0,344729 5498 320+ 11
2408 40 110 17 0,134888 36205 3215 os
2412 60 150 22 2102957 56000 3106 12
2419 95 2 40 34 0,066314 132653 310P 10
32317 85 18 0 24 0,092550 60571 2969 14
ц = 2(1 -ц2)/E ,
(4)
где |1 — коэффициент Пуас со на, |1 = 0,3; Е — модуль упругости, Е = 21,08-104 дад стали ШХ-15.
Величина п по формуле (4) п = 0,863'105 мм2/Н.
В табл. 2 представлены результаты расчетов для шарикоподшипников центробежных насосных агрегатов.
При вычислении максимальной нагрузки Р0 на шарик общая вертикальная нагрузка Q на подшипник принимается рав ной динамическо й грузоподъемности Q = C
Q
к( Ро)
(5)
Pii = -1 = — = 0; 1, ю
Pl2 = '
i 2
D.
P21 = -— = -— =0; 1, ю
P22 =
d.
(7)
где Q — общая вертикальная нагрузка на подшипник; к(Р0) — геометрическая характеристика шарикоподшипника, определяемая по выражению
и(Р0) = 1 + 2[cos5/2у + cos5'2 2у +
+ cos5/2 3у + cos52 4у -и cos52 5у +
+ cos52 6у + cos5/27y + cos5/28y + cos5/29y], уде у = 2^. (o)
В табл. 3 =редстувлены вычисления
параметров роликоподшипников центробежных насосных агрегат=в.
При вычи+лении п+раметров для роликоподшипников принимали кривизну (рис. 1)
В смтветствиисо стандартом [4] в качествн расчет-мых контактных напряжений для подшипников приняты допустимые напряжения: радиальные и ради-ально-упорные шатикоподшипники [а]н = 4200 МПа; радиальные шарикнвые самоустанавливающиеся подшипниди = ]л = =600 МП; роликовые радиальные и радиально-упорныи [а] =4000 МПа.
Принимая общую вертикальную нагрузку Q на подшипники равной динамической грузоподъемности Q = С, получены напряжения в контакте для шарикоподшипников выше допустимых напряжений, что свидетельствует о необходимости корректировки расчетной вертикальной нагрузки Q при проектировании опор (табл. 2).
Радиальные зазоры для подшипников качения являются важной технико-эксплуатационной характеристикой. Радиальный зазор определяется как величина перемещения внутреннего кольца в радиальном направлении из одного крайнего положения в другое (рис. 2)
G =D. — d —2D ,
r 11 w'
(8)
где В, — диаметры дорожек качения наружного и внутреннего колец.
ГОСТ 24810 предусмотрены группы радиальных зазоров для разных подшипников.
На рис. 3 представлены для примера зависимости радиальных зазоров для подшипников качения.
2
б)
Рис. 2. Параметры подшипников при измерении радиального зазора а) шарикоподшипник; б) роликоподшипник
а)
б)
Рис. 3. Зависимость радиального зазора от внутреннего диаметра подшипника & а) шарикоподшипник; б) роликоподшипник
а)
£
1-0
\ л
и г 1 \ /'
-А-у -рг ±—
11, -т— р •
40,5 81 121,5 162 202,5 243 283,5 324 364,5 405 445,5 486
б)
Рис. 4. Тренд зарождения усталостных дефектов и разрушения подшипника центробежного насосного агрегата (N=75 кВт, п=3000 об/мин): а) тренд виброускорения; б) безразмерный тренд виброускорения
а)
В табл. 4 для десяти вoдшипникoв насосных агрегатов показаны диапазоны изменения радиальных зазоров Сг (мкм): идя нормдльных групп подшипников столбео 5 и для предельных групп подшипников столбец 6. Строки 6 ,7, 8 относятся к роликоподшипнркдм.
Для указанных подшипников проведены замеры виброускорения в радиальном направлении относительно оси вала, при существующих радиальных зазорах в подшипника, которые представлены в табл. 4 (столбец 9). 1 ринимается гипотеза о том, что радиальный зазор Сг в подшипнике соответствует начальному З4ачпн4ю эксцентриситета вращения ротора 4Уектрoдвигaтoля или вала центробежного насоса. Согласно этой гипотезе виброускорение в радиальном направлении определяется по формуле
(9)
а а (»С,. а I - I С
20
В табл. 4 показаны расчетные диапазоны ускорения, соответствующие радиальным зазорам Сг для представленных подшипников. Столбец 7 содержит ускорения, полученные по формуле (9) для радиальных зазоров С, взятых из столбцов 5 и 6.
Проведены широкомасштабные экспериментальные исследования центробежных насосных агрегатов с применением системы автоматической диагностики и мониторинга состояния оборудования КОМПАКС® [6].
На рис. 4 показан процесс изменения виброускорения центробежного насосного агрегата, предшествующий полному усталостному разрушению подшипника качения насосного агрегата. Процесс деградации разделяется на два последовательных участка: Тзуд — зона усталостной деградации (ч); Тр— зона разрушения (ч).
Зона усталостной деградации Тз характеризуется устойчивым повышением виброускорения в 1,5-2 раза для исследуемого агрегата, и этот процесс сопровождается наличием выбросов
2
Радиальные зазоры и центробежные ускорения вибрации валов насосных агрегатов при частоте вращения электродвигателя п=3000 об/мин
№ Идентификатор Тип подшипника Номинальный диаметр отверстия (1, мм Число тел качения г Радиальные зазоры Радиальное виброускорение Зазор по формуле (10) G, мкм
Номинальная группа мкм Предельная группа Стш-Стах1 мкм Расчетное по формуле (8) атт , м/с2 а шах Экспериментальное а, м/с2
1 2 3 4 5 6 7 8 9
1 Насос К11С1Н-80.315.25-001 66311 55 15 8-28 55-90 2,764 5,53 56
8,883
2 Насос НПС 200/700 46416 80 7 12-36 75-120 3,553 10,4 105
11,844
3 Насос НПС 65/35-500 310 50 8 6-23 45-73 2,270 5,55 56,2
7,205
4 Насос НПС 200/700 46416 80 7 10-30 65-105 2,961 11,69 118
10,363
5 Э/Д ВА02-315-М2 317 85 8 12-36 75-120 3,553 1,85 18,7
11,844
6 Э/Д ВА0-2-315-М2 32317 85 14 10-60 145-195 5,922 20 203
19,246
7 Э/Д ВА0-2-315-М2 32317 85 14 10-60 145-195 5,922 15,65 158
19,246
8 Э/Д ВА0-5001.-2 32320 100 14 10-65 145-220 6,415 8,71 88
21,713
9 Э/Д ВА0-2-280-2 317 85 8 12-36 75-120 3,553 6,07 62
11,844
10 Э/Д 2В-2505-2У2.5 317 85 8 12-36 75-120 3,553 11,43 116
11,844
<0\
эинэУэаонитуи и эинэосизонитуи
9ИИ <6П) 9 îN ЯИН13Э0 HI4HhAVH ИИЯОИО
виброускорения в течение периода времени t = Т =240 (ч).
зуд v '
Процесс разрушения подшипника начинается с появления выброса виброускорения. Критические ударные ускорения Атзх=(3^6)А0 свидетельствуют о необратимых разрушениях механических связей деталей и узлов центробежного насосного агрегата, которые приводят к полной потере работоспособности в течение Тр =246 (ч).
С помощью системы автоматической диагностики и мониторинга состояния оборудования КОМПАКС® [6] получены тренды вибрационного состояния насосов, характеризующие период зарождения дефектов центробежных насосных агрегатов. На рис. 4 показаны: а) тренд изменения виброускорения во время эксплуатации агрегата; б) безразмерный тренд виброускорения |1 = А/А0, где А — текущее значение виброускорения; А0 — начальное базовое значение виброускорения.
Экспериментальные значения виброускорений приведены в табл. 4, столбец 8. Выполнены сравнения расчетных и экспериментальных значений ускорений (столбцы 7 и 8). Для насоса КЯС1И-80.315.25-001 (строка 1) экспериментальные значения ускорения а = 5,53 м/с2 находятся внутри расчетного диапазона в столбце 7. Аналогично для агрегатов (строка: 2, 3, 7, 2, 9, 10) экспериментальные значения виброускорений для подшипников насосов и двигамелей имходятся внутри рассмотренного диапазмнл уско,елий нмсосного агрегата. В строке 4 экспериментальное виброускорение а =11,69 м/с2 превышает пмедельное расчетное значение а =10,363 м/с2. В строке 5 экспериментальное значение виброуск ор 7ния а =1,85 м/с2 меньше нижнего расчетного зна/ения ускорения.
Таким образом, по данным табл. 4 видно, что экспериментальные зна/ерш виброускорений насосного агрегата имеют достаточно большой разброс, что объясняется Нольшим разбросом зазоров в подшипниках кочения, выпус/аемых заводами-изготовителями [4]. Экспе]н иментальные значения виброускорения наоосов и электродвигателей можно использовать для определения технического состояния этих объектов по величине зазора, вычисленного по формуле
В табл. 4, столбец 9 приведены значения зазоров С,, которые позволяют отнести полученные зазоры к соответствующей группе зазоров подшипника качения по нормам [4].
Из рис. 4 видно, что разрушение подшипника сопровождается увеличением начального виброускорения насосного агрегата в несколько раз.
Библиографический список
1. Ломакин, А. А. Центробежные и осевые насосы / А. А. Ломакин. — М. — Л. : Машиностроение, 1966. — 260 с.
2. Быстрицкий, Г. Ф. Энергосиловое оборудование промышленных предприятий : уч. пособие для студ. высш. учеб. заведений / Г. Ф. Быстрицкий. — М. : Издат. центр «Академия», 2008. - 304 с.
3. Михайлов, А. К. Лопастные насосы. Теория, расчет и конструирование / А. К. Михайлов, В. В. Малюшенко. — М. : Машиностроение, 1977. — 288 с.
4. Черменский, О. Н. Подшипники качения : справ.-кат. / О. Н. Черменский, Н. Н. Федотов. — М. : Машиностроение, 2003. — 576 с.
5. Детали машин : учеб. для вузов. В 8 т. / Л. А. Андриенко [и др.] ; под ред. О. А. Ряховского. — 3-е изд., перераб. и доп. — М. : Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2007. — Т.8. — 520 с.
6. Костюков, В. Н. Основы виброакустической диагностики и мониторинга машин : учеб. пособие / В. Н. Костюков, А. П. Науменко; М-во образования и науки РФ, ГОУ ВПО «Омский гос. тех. ун-т»; НПЦ «Динамика». — 2-е изд., с уточн. — Новосибирск : Изд-во СО РАН, 2014. — 378 с.
БОЯРКИНА Ирина Владимировна, доктор технических наук, профессор (Россия), профессор кафедры механики Сибирской государственной автомобильно-дорожной академии (СибАДИ), г. Омск. Адрес для переписки: iriboyarkina@yandex.ru ТАРАСОВ Евгений Владимирович, начальник отдела ООО «Научно-производственный центр «Динамика, надежность машин и комплексная автоматизация» — НПЦ «Динамика», г. Омск, лауреат премии Правительства РФ. Адрес для переписки: tarasov_omsk@mail.ru
„ _ а _ а " / / (та/30)2
(10) Статья поступила в редакцию 28.04.2016 г. © И. В. Бояркина, Е. В. Тарасов
Книжная полка
621.791/М74
Мозговой, И. В. Сварка полиэтилена : моногр. / И. В. Мозговой. - Омск : Изд-во ОмГТУ, 2016. - 267 с.
Представлена технология сварки изделий из полиэтилена с использованием преимущественно энергии силового ультразвука для выполнения упаковки продуктов питания в космосе и технология сварки полиэтиленовых пленочных вкладышей в сухотарные бочки для расфасовки рыбной продукции. Сформулированы научные положения, раскрывающие механизм образования соединений при ультразвуковой сварке полиэтилена, а также преимущества и недостатки этого способа. Рекомендована специалистам, исследователям, аспирантам и студентам, занимающимся вопросами переработки пластмасс в изделия путем сварки.
