CC BY
78
8. Вибрации в технике : справочник. В 6 т. Т. 1. Колебания линейных систем / Под ред. В. В. Болотина ; ред. совет: В. Н. Че-ломей (пред.). — М. : Машиностроение, 1978. — 352 с.
9. Учет динамических нагрузок в кривошипно-шатунном механизме с гибким шатуном / А. В. Бородин [и др.] // Химическое и нефтяное машиностроение. — 1989. — № 10. — С. 18-20
10. Абакумов, Л. Г. Открытое акционерное общество «Сиб-риотехника» / Л. Г. Абакумов, П. К. Карелин // Омский научный вестник. — 1999. — Вып. 8. — С. 98-99.
АИСТОВ Игорь Петрович, доктор технических наук, профессор кафедры «Промышленная экология и безопасность».
СМИРНОВ Вадим Дмитриевич, кандидат технических наук, доцент кафедры «Безопасность жизнедеятельности ».
Адрес для переписки: aistov_i@mail.ru
Статья поступила в редакцию 10.02.2012 г.
© И. П. Аистов, В. Д. Смирнов
УДК 621.891:51.001.57 Д. Д. ГЛАДЕНКО
Ю. К. МАШКОВ Н. А. ПРОКУДИНА
Омский государственный технический университет
ПОВЫШЕНИЕ НАДЕЖНОСТИ И ДОЛГОВЕЧНОСТИ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ ДЛЯ ТРАНСПОРТИРОВАНИЯ УГЛЕВОДОРОДОВ___________________________________________
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 совершенствования конструкции с целью повышения надежности и долговечности уплотнений.
Ключевые слова: торцовые уплотнения, моделирование, утечки нефти, торцовый зазор, температура, коэффициент гидравлического нагружения.
Введение. Проблему повышения надежности и долговечности технологического оборудования для транспорта углеводородов целесообразно рассмотреть на примере оборудования нефтеперекачивающих станций магистральных нефтепроводов.
Эффективность эксплуатации гидромеханических систем технологического оборудования определяется надежностью и ресурсом их агрегатов и устройств. Основным агрегатом нефтеперекачивающих гидромеханических систем являются высокопроизводительные центробежные насосы.
Наиболее нагруженными и ответственными элементами конструкции насосов являются торцовые уплотнения приводных валов насосов, которые значительно чаще, чем другие элементы, выходят из строя и подлежат замене и ремонту. Проблема повышения надежности и оптимизации характеристик торцовых уплотнений рассматривалась в ряде работ [1—4], однако до настоящего времени до 30 % досрочного вывода из эксплуатации нефтеперекачивающих насосов связано с неисправностями и отказами торцовых уплотнений валов.
В настоящее время широко применяются торцовые уплотнения в виде герметизирующих устройств (ГУ) типов: ТН1, ТМ, Т2. Они рассчитаны для уплотнения валов при перепаде давления нефти и нефтепродуктов до 6,0 МПа при температуре от — 15 до
80 оС и частоте вращения 3000 об/мин. Допускаемая перетечка уплотняемой среды — не более 0,25 л/ч [5].
Торцовые уплотнения представляют собой трибо-систему, обеспечивающую герметизацию соединения неподвижной и вращающейся торцовых кольцевых поверхностей. Они также выполняют функции подшипника и теплообменника.
Согласно техническим условиям, ревизия технического состояния и замена изношенных деталей торцового уплотнения насосных агрегатов при необходимости должна производиться через каждые 8000 часов работы. Следовательно, в течение этого периода торцовые уплотнения должны обеспечивать заданную степень герметичности (перетечки не должны превышать 0,25 л/ч). Анализ данных об эксплуатации насосных агрегатов показывает, что более половины из них при наработке 4000 — 5000 часов (5,5 — 7,5 месяцев) выводятся из эксплуатации или подвергаются ремонту для замены узла торцового уплотнения вследствие значительного увеличения перетечек нефти по уплотнению. Это означает, что в среднем каждый второй узел торцового уплотнения без ремонта вырабатывает только половину межремонтного ресурса.
Основной причиной увеличения негерметичности (перетечек жидкости) торцового уплотнения является абразивный и коррозионно-механический износ трущихся поверхностей контактных колец вследствие
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №2 (110) 2012 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №2 (110) 2012
Рис. 1. Расчетная схема трибосистемы:
1 - цилиндр, 2 - кольцо, 3 - корпус, 4 - вал, 5 - окружающая жидкость внутренней полости
попадания в зону трения абразивных частиц различной природы, находящихся в перекачиваемой нефти. Развитию одного из видов коррозионно-механического изнашивания способствуют высокая скорость скольжения (18 — 20 м/с) и высокое давление в зоне контакта, вызывающие существенное повышение температуры поверхностного слоя и внутренних напряжений. В результате интенсифицируются неблагоприятные виды абразивного и коррозионно-механического изнашивания, вызывая неравномерный износ рабочих поверхностей, появление микротрещин и выкрашивание частиц металлокерамики, из которой изготавливают контактные кольца торцового уплотнения. Значительное повышение температуры колец и внутренних напряжений могут также вызывать их деформацию. Все это и является физической причиной значительного увеличения пере-течек рабочей жидкости через торцовое уплотнение и вызывает необходимость перекрытия трубопровода, остановки насосного агрегата, его разборку и замену узла торцового уплотнения.
Анализ конструкции торцовых уплотнений, 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 (Р — контактное давление; V — скорость скольжения), что наряду с вышеназванными причинами вызывает повышенный износ, разрушение рабочих поверхностей и увеличение перетечек рабочей жидкости выше допустимых.
Основной целью настоящих исследований и разработок является оптимизация конструктивных параметров ГУ, повышение надежности и долговечности устройства на основе анализа гидромеханических процессов в ГУ с учетом заданной степени герметичности, режимов работы и свойств уплотняемой среды.
Метод исследования. Для достижения названной цели и сокращения объема экспериментальных исследований при разработке конструкции был принят алгоритм расчета и анализа, в основу которого положена модель одномерного ламинарного изотермического течения несжимаемой среды через торцовую щель с плоскопараллельными стенками (рис. 1). При этом учитывали, что одно кольцо вращается относительно другого с угловой скоростью ю, внешняя и внутренняя полости колец находятся под действием перепада давлений уплотняемой жидкости Др = р2 — — р1. Уплотняющие поверхности разделяются тонким слоем жидкости, перетекающей во внутреннюю полость вследствие перепада давления Др.
Учитывая особенности условий эксплуатации торцовых уплотнений, для оценки их работоспособности и долговечности целесообразно решать задачу в самой общей постановке в следующем порядке:
1. Оценить влияние вязкости нефти на величину перетечек при различных значениях величины зазора — торцовой щели И, 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 в условиях эксплуатации.
2. Установить влияние коэффициента гидравлического нагружения к на величину перетечек — степень герметичности при заданных значениях динамической вязкости т нефти и величины зазора И0, соответствующей равновесному гидромеханическому взаимному положению уплотняющих колец.
Результаты и их обсуждение. При расчете гидродинамических и гидростатических уплотнений определяют их силовые характеристики и утечки, а также динамические условия, обеспечивающие бесконтактную работу деталей пары трения.
При ламинарном безынерционном течении нефти распределение давления в зазоре в общем случае описывается дифференциальным уравнением Рейнольдса:
а
гдг
т з Г *
т дг
г 2дф
+ 12/(г ,ф)рУг = 6
С д С ^
о------+ 2 —
дф сН
(pH). (1)
В этом уравнении первое слагаемое характеризует течение по зазору в радиальном направлении; второе — в окружном направлении; третье слагаемое учитывает втекание жидкости в зазор уплотнений с проницаемыми кольцами (Г(г, ф) — функция, задающая распределение расхода жидкости, втекающей по уплотнительной поверхности: 1:(г, ф) = 1 на проницаемых участках, 1:(г, ф) = 0 на непроницаемых участках; У*2 — скорость втекания). Правая часть соответствует гидродинамическим стационарным и нестационарным процессам. Граничные условия: р = рх при г = Я2; р = р1 при г = ; условие периодичности:
р(г,ф)=р(г, ф+2%).
Будем рассматривать случай, когда обе контактирующие поверхности — плоские и гладкие, тогда величина Л не зависит ни от г, ни от ф:
дк_
дф
= 0;
ди
дг
= 0.
В первом приближении будем считать, что задача обладает сферической симметрией, т.е. давление р является функцией, зависящей только от г:
др_
дф
= 0.
Кроме того, считаем, что 1:(г, ф) = 0.
С учетом этих предположений уравнение (1) примет вид
д
+
+
Рис. 2. Зависимость иеретечки нефти от величины торцового зазора при различных значениях динамической вязкости:
1, 1' - 12 мПас; 2, 2' - 38 мПас; 3, 3' - 67 мПас
ё
гСг
Ср
г------
Сг
= 0.
(2)
Решением уравнения (2) является функция р(г), определяемая как
р(г) = С1п г + С 2,
(3)
где Р — усилие, нагружающее уплотнительную пару, которое является суммой силы упругости пружины РРЯ и гидравлической нагрузки
Рг = 0.25р(02 - С2
X'
= ррг + 0,25р(о| - С2 1
:(о2 - С2■
(9)
где С1 и С2 — константы, значения которых находим из граничных условий.
С учетом граничных условий получаем функциональную зависимость давления от геометрических параметров системы:
1п
р(г) = р1 +(рх - р1)"
( \ *2
(4)
1п
Усилие, раскрывающее уплотнительный стык, рав-
2р г 2
Р = I I (р - ра )гСфССг.
0 г 1
С учетом формулы (4), получаем, что
р = А ■(рх - р1 ),
где А = ■
21п
( ^ ЧЯ1/
Я? - Я| + 2Я| 1п
( \\ Я2
(5)
(6)
(7)
Это усилие зависит от величины зазора Л0, соответствующее равновесному положению уплотнения.
Приравнивая формулы (8) и (9), получаем выражение для определения рх:
рх =
Рря + р1 ■ А
(й22 - С2)
(10)
Для торцовой щели с плоскопараллельными стенками при ламинарном изотермическом течении объемные утечки О рассчитывают по формуле [2]
°2 -
рЛ0 (рх - р!)
6т 1п
( \ О,
1 --
80(рх - р!)
-Й - О2)
(11)
где 01 В2 — диаметры колец, т — динамическая вязкость нефти, р— плотность нефти, ю — утловая скорость вращения одного кольца относительно другого.
Влияние возникающих центробежных сил в пленке жидкости учитывается с помощью второго члена в скобках выражения (11).
Из формулы (11) также можно получить выражение для расчета неизвестного давления рх:
рх =
В + р!Л 3 + СЛ 3
(12)
В случае равновесного положения подвижного уплотнительного кольца в осевом направлении можно записать, что
Р(Ла)=Рг
(8)
6 ■ о ■ т ■ 1п
где в =-
( \ 02
С = 30(о22 - 02).
80
71
3
Л
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №2 (110) 2012 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
139
МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №2 (110) 2012
см
е.
250
200
150
100
: ;
і
3
■
: 1 ! 1
50
0,55 0,60 0,65 0,70 0,75 0,80 0,85 0,90 к
Рис. 3. Зависимости перетечки нефти (1, 2, 3) от коэффициента гидравлической нагрузки при различных значениях динамической вязкости: 1 - 38 мПас; 2 - 54 мПас; 3 - 67 мПас (при величине торцового зазора Ь = 4 мкм)
Приравнивая формулы (11) и (12), получаем выражение для вычисления зазора 1г0, соответствующего равновесному положению уплотнительных элементов:
Ло =
3
I
в
- Рі - с
(13)
Зависимость (13) для получения расчетной зависимости величины зазора от задаваемых условий эксплуатации позволяет существенно сократить объем экспериментальных исследований при разработке конструкции ГУ.
На рис. 2 представлены полученные расчетные зависимости перетечки нефти через зазор в серийном торцовом уплотнении при к = 0,6 от величины торцового зазора при изменении вязкости нефти в 5,5 раза от 12 до 67 мПа-с. Как видно из рисунка, при И = 3 мкм величина утечки изменяется в 4 раза в зависимости от значения динамической вязкости нефти. Если минимально допустимое значение утечки нефти принять равным 150 см3/ч из условия необходимого охлаждения зоны трения, а максимальное — 300 см3/ч, согласно ТУ, то величина зазора будет иметь значения 2,7 ... 4,7 мкм во всем диапазоне изменения вязкости нефти в условиях эксплуатации. Штриховыми линиями (рис. 2) показаны зависимости О = = ДЬ) для усовершенствованной конструкции с коэффициентом к = 0,75. Все кривые для этой конструкции смещаются в сторону уменьшения величины торцового зазора И, и перетечки в пределах (150. 300) см3/ч обеспечиваются при И = 2,2.4,0 мкм, т.е. при меньшей на 15.20 % величине зазора.
Приведенные зависимости О = ЦИ) при двух различных значениях степени гидравлического нагружения к показывают, что величина этого конструктивного параметра оказывает существенное влияние на характер течения и величину утечек нефти через зазор. Для анализа влияния к на утечки нефти рассчитаны зависимости О = ЦИ), приведенные на рис. 3. Они позволяют определить оптимальные значения к, при которых обеспечиваются требования по степени герметичности уплотнения гидродинамический режим трения и охлаждения зоны трения. Из рис. 3
видно, что для обеспечения названных условий работы ГУ значения к следует принять равными от 0,70 до 0,80. Эти значения к будут оптимальными для рассмотренных условий работы ГУ. Таким образом, предлагаемый расчетно-аналитический метод оптимизации конструктивных параметров уплотнительных колец ГУ обеспечивает устойчивый жидкостный режим трения при любых значениях вязкости нефти в условиях эксплуатации. Это исключает возможность непосредственно контакта металлических уплотнительных элементов ГУ, переход в режим граничного трения, существенное повышение скорости изнашивания и разрушения трущихся поверхностей. Следовательно, создаются условия для существенного повышения работоспособности и долговечности торцового уплотнения.
Выводы.
1. Выполненные расчетно-аналитические исследования показывают высокую эффективность метода оптимизации конструктивных параметров торцовых уплотнений на основе анализа гидромеханических 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. Предложенный метод расчетно-аналитической оптимизации конструктивных параметров ГУ обеспечивает существенное сокращение объема экспериментальных исследований разрабатываемых герметизирующих устройств и может быть применен при анализе ГУ технологического оборудования для транспортирования других видов углеводородов.
Библиографический список
1. Овчар, 3. Н. Разработка и модифицирование материалов металлополимерных узлов трения с целью повышения ресурса торцовых уплотнений нефтеперекачивающих насосов : дис. ... канд. техн. наук / 3. Н. Овчар. — Омск, 1998. — 161 с.
2. Уплотнения и уплотнительная техника : справочник / Л. А. Кондаков [и др.] ; под общ. ред. А. И. Голубева, Л. А. Кондакова. — 2-е изд., перераб. и доп. — М. : Машиностроение, 1994. - 448 с.
3. Мельник, В. А. Параметры управления и оптимизации характеристик торцового уплотнения / В. А. Мельник // Машиностроитель. — 2002. — № 7. — С. 19 — 23.
4. Голуб, М. В. Основы комплексного решения проблемы повышения износостойкости, надежности и долговечности уплотнений насосов магистральных нефтепроводов : автореф. дис. ... д-ра. техн. наук / М. В. Голуб. — Гомель, 2002. — 54 с.
5. Трубопроводный транспорт нефти : учеб. для вузов / Г. Г. Васильев [и др.] ; под общ. ред. С. М. Вайнштока. — М. : Недра, 2002. - 407 с.
ГЛАДЕНКО Алексей Анатольевич, доктор технических наук, профессор (Россия), профессор кафедры «Транспорт и хранение нефти и газа, стандарти-
зация и сертификация» Омского государственного технического университета.
МАШКОВ Юрий Константинович, доктор технических наук, профессор (Россия), профессор кафедры физики Омского государственного технического университета.
ПРОКУДИНА Наталья Анатольевна, кандидат технических наук, доцент (Россия), доцент кафедры физики Омского государственного технического университета.
Адрес для переписки: natalya-prok@yandex.ru
Статья поступила в редакцию 02.02.2012 г.
©А. А. Гладенко, Ю. К. Машков, Н. А. Прокудина
"ДК 6216 А. Н. КАБАКОВ
С. В. КОРНЕЕВ Ю. К. МАШКОВ В. Н. СОРОКИН
Омский государственный технический университет
ПОВЫШЕНИЕ НАДЕЖНОСТИ И РЕСУРСА РОТОРОВ АКСИАЛЬНОПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ И ПНЕВМАТИЧЕСКИХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Настоящая статья посвящена проблеме повышения ресурса и надежности работы аксиально-поршневых компрессоров и пневматических двигателей, применяющихся для работы в силовых, криогенных и холодильных установках в ракетно-космической технике, на транспорте, а также в машиностроительной, горной и других областях. Приводится методика определения наиболее рациональной формы поверхности волн ротора компрессора.
Ключевые слова: аксиально-поршневой компрессор, аксиально-поршневой пневматический двигатель, синусоидальная дорожка ротора.
Важной народнохозяйственной задачей является повышение надежности и ресурса работы компрессорной техники, в частности, работающей в силовых, криогенных и холодильных установках оборонного и гражданского назначения.
В условиях запыленности и загазованности с точки зрения техники безопасности и улучшения условий труда в качестве силового привода используется энергия сжатого воздуха. Пневматические двигатели применяются для привода ряда горных машин: комбайнов, врубовых машин, конвейеров, вентиляторов частичного проветривания, лебедок, породопогрузочных машин и т. п.
При требуемой частоте вращения вала до 1500 об/ мин большой (более 50 кВт) и средней (10-50 кВт) мощности используются поршневые пневмодвигатели и компрессоры [1].
Поршневые компрессоры и пневматические двигатели аксиального типа имеют оригинальный механизм, преобразующий вращательное движение ротора в возвратно-поступательное движение поршней (компрес-
сор) и обратное преобразование (пневмодвигатель). Отличительной особенностью ротора является наличие кулачковой шайбы с трехволновой двухсторонней синусоидальной дорожкой. В конструкциях аксиально-поршневых машин с цилиндрами двухстороннего действия за один оборот вала каждый поршень совершает шесть рабочих ходов. Поэтому такие пневмодвигатели (компрессоры) имеют более высокие значения крутящего момента и мощности (производительности) по сравнению с кривошипными близких габаритов и массы. Аксиальное расположение цилиндров уменьшает вредный объем, т. к. сближает распределительный вал и цилиндры, укорачивая каналы между ними.
Аксиально-поршневые пневмодвигатели и компрессоры имеют массогабаритные показатели в 1,5 — 2 раза меньше, чем кривошипно-шатунные при сопоставимом расходе воздуха [2].
Пневмодвигатели аксиально-поршневого типа разработаны НИПИГОРМАШем и серийно выпускаются промышленностью с 1965 года в г. Дарасун (ДАР-5;
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №2 (110) 2012 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
