Разработка методов защиты насосных агрегатов от вибрационных нагрузок

Мустафин Адилбек Хамзинович; Кабылкайыр Даурен Нурланович; Искакова Томирис Армановна; Грёбенкин Владислав Викторович; Кайролла Бактияр Кайратоллаулы

ГРНТИ 63.13.01

Мустафин Адилбек Хамзинович

к.т.н.. профессор, кафедра «Механика и нефтегазовое дело». Факультет металлу ргии, машиностроения и транспорта. Павлодарский государственный университет имени С. Торайгырова. г. Павлодар. 140008. Республика Казахстан. Кабылкайыр Даурен Нурланович преподаватель-ассистент, кафедра «Механика и нефтегазовое дело». Факультет металлургии, машиностроения и транспорта. Павлодарский государственный университет имени С. Торайгырова. г. Павлодар. 140008. Республика Казахстан, e-mail: kabylkairo\91 a mail.ru

Искакова Томирис Армановна

сту дент, кафедра «Механика и нефтегазовое дело». Факу льтет металлургии, машиностроения и транспорта. Павлодарский государственный университет имени С. Торайгырова. г. Павлодар. 140008. Респу блика Казахстан, e-mail: iskakoy aim « gmail.com.

Грёбенкин Владислав Викторович

сту дент, кафедра «Механика и нефтегазовое дело». Факультет металлу ргии, машиностроения и транспорта. Павлодарский госу дарственный университет имени С. Торайгырова. г. Павлодар. 140008. Республика Казахстан. Цайролла Бацтияр Цайратоллаулы сту дент, кафедра «Механика и нефтегазовое дело». Факультет металлургии, машиностроения и транспорта. Павлодарский госу дарственный у ниверситет имени С. Торайгырова. г. Павлодар. 140008. Респу блика Казахстан.

РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ ЗАЩИТЫ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ ОТ ВИБРАЦИОННЫХ НАГРУЗОК

Известно, что повышенная вибрация чистительно уменьшает надежность оборудования В результате при работе насоса и двигателя могут возникать перебои, что тормозит процесс и может вы звать поломку агрегатов.

Целью данной работы является снижение количества отказов по причине повышенной вибрации, улучшение условий труда за счет уменьшения шума, вибрации и утечек жидкостей в насосных агрегатах, применяемых в магистральных трубопроводах, а также используемых привыполнениитехнологическихпроцессоввнефтехимическоминефтегазовомпроиэводстве.

Рассмотрены основные причины возникновения вибраций и колебаний насосного агрегата. Наиболее часто встречающаяся причина вибрации — дисбаланс ротора п[>и его вращении.

Предложены способы снижения вибраций ротора насоса. Одним из эффективных способов является внедрение демпферных устройств в конс трукцию агрегатов. Демпферное устройство подшипника представляет собой простое конструктивное решение, которое в первуюочередь предполагает обеакчениеснижепияпульсацийрабочейсреды и предохранение прибора от гидравлических ударов.

Ключевые слова: насосный агрегат, вибрации, колебания, неуравновешенность ротора, демпферное устройство, подшипник, работа насоса.

ВВЕДЕНИЕ

Рассматривая основные причины вибрации насосного агрегата, можно определиться со спектром частот, по которым необходимо произвести подбор амплитудно-частотных характеристик демпферных устройств и оптимизацию их параметров. Неуравновешенность ротора (дисбаланс) при его вращении вызывает переменные нагрузки на опорах ротора и изгиб вала. Это наиболее общая из часто встречающихся причин вибрации. Максимальная амплитуда вибрации при дисбалансе имеет радиальное направление. Частота вибрации (в Гц), характерная для дисбаланса, равна:

где п - частота вращения ротора в минуту.

Гидродинамическими источниками колебаний могут быть динамические составляющие радиальных и осевых сил, действующих на ротор насоса и обусловленных неравномерностью распределений давлений в проточных каналах насоса. Пульсации этих сил являются сложными колебаниями, содержащими компоненты на частоте вращения / лопастной частоте //(7 - число лопаток) и их гармоники -А-/и к 7 1, 2, 3...-номер гармоники). Следовательно, при расчете параметров демпферов необходимо произвести их оптимизацию, которая учитывала бы взаимное влияние колебаний механической системы.

Согласно исследованиям, проведенным Перевоициковым С. А. [1], одной из наиболее значимых по величине вибрации является пульсация давления потоков в проточных частях насосов. Она происходит при понижении подачи насосов с лопастной частотой, кратной количеству лопастей в рабочем колесе, а при повышении подач сверх номинальной с лопастной частотой кратной произведению лопастной частоты и количеству лопаток отвода. Пульсация давления, в свою очередь, связана с нестабильностью потоков и образованием вихрей из-за неравномерности полей скоростей и давлений [2, 3]. Данный вид вибрации относится к внешним и сопровождается колебаниями корпуса насоса.

В работе Мисюры В. И., Панченко А. А. [4] установлена четкая связь между вибрациями корпуса и пульсациями давления. Для снижения вибрации предлагается провести ряд конструктивных мероприятии: уменьшить угол наклона лопастей на входе рабочего колеса, увеличить число лопастей, уменьшить диаметр входного отверстия рабочего колеса и снизить частоту вращения вала.

ОСНОВНАЯ ЧАСТЬ

В работах [5-7], по результатам моделирования, предлагается необходимую жёсткость и демпфирование опор ротора обеспечить за счет применения подшипников жидкостного трения, которые должны снизить вибрацию подшипников. Очевидно, что вносимые для применения конструктивные изменения требуют экспериментальных исследований на всех режимах работы насосов.

В одном из авторских свидетельств на изобретение [8] разработаны конструкции, выравнивающие поля скоростей на выходе лопатки и обеспечивающие снижение пульсации давления жидкости. С этой целью рекомендуется подрезать лопатки на периферии и в освободившееся пространство поместить круглые диски, образующие щелевые каналы, которые работают по принципу машин трения. Авторами проведены экспериментальные стендовые испытания для одного из типов насоса, которые подтвердили эффективность мероприятия. Однако, испытания проведены только для одного насоса и выводы не могут распространяться для других. Кроме того, применение щелевых канавок в проточной части, по нашему мнению, увеличивают потери на трение и понижают КПД насоса на номинальных режимах работы.

В работе [9] предлагается устанавливать упруго-демпферные опоры агрегата между фундаментом и рамой агрегата, которые, по их мнению, должны снизить до 50 и более раз передачу на фундамент динамических (вибрационных) нагрузок, генерируемых агрегатом. Амортизатор состоит из корпуса, крышки и двух упругих гидропленочных пакетов, собранных из гофрированных металлических пластин. Особенностью гидропленочного пакета является высокая демпфирующая способность, которая достигается за счет трения гофрированных металлических пластин друг о друга, структурного трения, а также всасывания масла внутрь пакета и выдавливания его из пакета при растяжении и сжатии амортизатора. Виброизоляция фундамента и демпфирование колебаний агрегата предлагается обеспечивать также применением серийных корабельных резинометаллических амортизаторов типа А-2000.

Применение таких амортизаторов направлено на вибрационную защиту фундамента и не снижает уровень вибрации действующих на опоры ротора. Кроме того, они не учитывают взаимосвязанных колебаний, возникающих от различных возбуждающих сил. Амортизаторы устанавливают под рамой, что усложняет монтаж с целью их замены при повторной разборке и сборке конструкции.

С этой целью разработана модель колебаний ротора и корпуса насоса с учетом упругих с2 , и диссипативных связей Ьг, Ь2, между их массами и тр и тк (рисунок 1). Принципиальной особенностью модели является то, что источником колебании является пульсация давления жидкости передающееся на корпус насоса 1:г а также возмущения, передаваемые на опоры ротора от его неуравновешенности /•*,. По результатам расчётов модели показано значительное снижение амплитуд колебаний ротора на опорах и корпуса насоса на фундаменте при использовании демпферных устройств. Затем проведена оптимизация параметров демпферов по инерционным, демпфирующим и упругим характеристикам, аналогично существующим методам [10]. Предполагается разработать конструкции демпферного устройства в соединении корпуса насоса и рамы, а также в опорах вала ротора.

к-,

F! sine;/

1'

^у- Г I

4Ll I F^F} xinaji

I T-^

Рисунок 1 - Модель колебаний ротора и корпуса насоса

Для демпфера, устанавливаемого на опорной поверхности рамы в местах крепления корпуса, особое внимание, по причине значительной массы насосов, требует уделить выбору материала. Однако, современные материалы, которые сейчас применяется в виброизолирующих конструкциях крупных технологических установках, обладают достаточной прочностью при высокой податливости. Виброзащитные материалы Мо\¥е11е нового поколения - радикально переработанная линейка популярных в России и СНГ антивибрационных материалов, созданных в лабораториях НТЦ «Резина» более 15 лет назад и ставших известными под тривиальным названием ВЭП - вибродемпфирующие эластомерные пластины.

ВЫВОДЫ

Демпферное устройство подшипника представляет простое конструктивное решение, которое в первую очередь должно уменьшить вибрацию подшипника. В качестве прототипа принимается устройство опор нагнетательного агрегата, в котором используются гидравлические или многослойные пластинчатые демпферы [11], хорошо зарекомендовавшие себя в газотурбинных двигателях. В отличие от известных устройств, рекомендуемых для применения в качестве упруго-демпферных опор [12, 13], в предлагаемом демпфере используется кольцевая вставка из композитного материала, запрессованная в отверстие корпуса насоса. К таким материалам относится в первую очередь капролон (полиамид ПА-6), обладающий достаточной износостойкостью и прочностью и как любой полимерный материал способностью поглощать механические колебания.

Подшипник по наружному кольцу устанавливается согласно рекомендуемой стандартной посадке. Также по результатам проведенных мероприятий предполагается уменьшение утечек жидкостей по причине нормализации работы уплотнений и понижения уровня шума. Демпферные устройства предполагается опробовать в работе, установив на насосные агрегаты ГНПС Павлодар и ТОО «Компания Нефтехим LTD» и проведя замеры вибрации насосных установок в контролируемых точках, а также уровня шума и объёмы утечек жидкостей.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1 Перевощмков С. И. Снижение гидродинамической вибрации центробежных насосов// Известия вузов. Нефть и газ. -Тюмень: ТюмГНГУ, 1997. -№4. - С. 50-56.

2 Шабаров А. Б. Перевощмков С. И., Сальников С. Ю. Распределение скоростей и давлений по обводам проточной части рабочего колеса центробежного насоса // Известия вузов. Нефть и газ. - Тюмень : ТюмГНГУ, 2004. - № 5. — С. 144-155.

3 Джураев А., Мукимов А. Вынужденные колебания системы с нелинейной жесткостью виброизолятора // Наука и техника Казахстана. - 2004. - № 2. - С. 67-70.

4 Мисюра В. И., Панченко А. А. Снижение вибрации центробежных лопастных нагнетателей в источнике ее возникновения / В. И. Мисюра // Труды : Днепропетровский национальный университет, 2003. -6 с.

5 Перевощмков С. И. Разработка способов снижения гидродинамической вибрации у подпорных насосов магистральных нефтепроводов // Известия вузов. Нефть и газ. - Тюмень : ТюмГНГУ, 1997. -№ 6. - С. 137.

6 Попов Д. Н., Сосновский Н. Г., Сиухин М. В. Гидродинамическая нагруженность роторов центробежных насосов при переходных процессах [Электронный ресурс] - Наука и образование. Электронное издание МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2011. - URL: https:/ technomag.bmstii.ru/doc/274914.html.

7 Рындин В. В., Волкова Л. Ю. Применение системы Mathcad при статистическом анализе экспериментальных данных // Наука и техника Казахстана. - 2018. - № 4.

8 Мисюра В. И., Багров Е. В. Рабочее колесо центробежного насоса // Бюл. РАН. - 1986. - № 48. - С. 74-78.

9 Гумеров А. Г., Гумеров Р. С., Исхаков Р. Г., Новикова Л. Ф., Хангильдин Т. В. Виброизолирующая компенсирующая система насосноэнергетических агрегатов. - Уфа, 2008. - 328 с.: ил.

10 Мусгафин А. X. Динамика и прочность автомобиля // Метод расчёта параметров гасителя крутильных колебаний : тез. доклада и науч. сообщение 6-го Всесоюзного совещания «Динамика и прочность автомобиля». - М. 1988.

11 Гадяка В. Г., Симоновский В. И. Особенности практической балансировки ротора турбокомпрессорных агрегатов, основанные на экспериментальном уточнении их динамических моделей // Проблемы машиностроения. - 2007. -№ 1.-С. 75-79.

12 Балякин В. Б., Барманов И. С. Обобщённая методика расчёта и проектирования упругодемпферных опор для роторов авиационных газотурбинных двигателей // Известия Самарского научного центра Российской академии наук. -Самара : Самарский научный центр РАН, 2012. - Т. 14. -№4. - С. 45-52.

13 Джураев А., Мукимов А.Н. Упругая опора для положения колебаний вращающихся валов // Наука и техника Казахстана. - 2006. - № 1. - С. 29-30.

Материал поступил в редакцию 20.05.19.

Муспшфин Эдигбек Хам ¡аулы

т.г.к. про«|юссор. «Механики жэнс м^най-газ ici» ка<|>едрасы.

Металлургия, машинажасау жэнс ке.ик факультет!.