CC BY
225
УДК.622.692
СНИЖЕНИЕ ВИБРАЦИИ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОГО ПРОИСХОЖДЕНИЯ НАСОСНО-СИЛОВЫХ АГРЕГАТОВ
П. ДЖАФАРИ
Статья представлена доктором технических наук, профессором Коняевым Е.А.
В статье рассматриваются основные причины возникновения повышенных вибраций насосно-силовых агрегатов топливозаправочных компаний и предлагаются пути по их снижению.
Ключевые слова: аэропорты ГА, топливозаправочные компании, насосные станции, вибрация насосов.
Вибрация насосных агрегатов вызывается причинами механического, электротехнического и гидродинамического происхождения. Наименее изучена и прогнозируема вибрация гидродинамического происхождения, возникающая при работе насосов на пониженных и повышенных подачах. При таких режимах работы происходит интенсивное динамическое воздействие на гидравлическую часть насосов, которое воспринимается механической частью и передается на подшипниковые узлы, корпус и фундаменты агрегатов.
Существуют различные методы снижения вибрации гидродинамического происхождения у насосно-силовых агрегатов, но математические зависимости, полученные по упрощенной инженерной квазиодномерной модели, более удобны для анализа и поиска на их основе путей снижения вибрации.
Пути снижения вибрации гидродинамического происхождения у центробежных насосов вытекают из факторов как вызывающие вибрацию, так и определяющие ее протекание. Колебательные процессы в насосах в основном порождаются силами, возникающими от взаимодействия потока на входе в колесо с лопастями рабочего колеса Ев и с циркуляционным движением жидкости Ес. От величины этих сил в первую очередь зависят и вибрация, как явление, и ее размеры - чем больше данные силы, тем выше уровень вибрации.
Силы Ев и Ес претерпевают различное видоизменение по мере снижения производительности насоса Q. Сила Ев с уменьшением подачи первоначально резко растет, затем столь же интенсивно снижается вплоть до нуля при нулевой производительности насоса. В отличие от нее сила Ес изменяется относительно монотонно, постепенно увеличиваясь со снижением подачи насоса, и достигает максимального значения при Q=0.
Таким образом, уровень вибрации центробежных насосов при сравнительно небольшом отклонении их режима от рабочей зоны определяется главным образом величиной силы Ев, а при значительном удалении режима работы насосов от рабочей зоны - силой Ес. Данные обстоятельства делают целесообразным отдельное рассмотрение способов снижения вибрации гидродинамического происхождения для различных условий работы насосов по их производительности.
Рассмотрим, первоначально, пути уменьшения вибрации для случая, когда насосы должны эксплуатироваться при сравнительно небольшом снижении их подачи. Для этих случаев целесообразнее прибегать к средствам, способствующим уменьшению размера силы ¥в.
На величину силы Ев оказывают влияние следующие параметры: угол наклона лопастей на входе рабочего колеса, диаметр входного отверстия рабочего колеса Вл, количество лопастей рабочего колеса 2, количество входов жидкости в рабочее колесо К, закрутка потока на входе в колесо, оцениваемая через угол у, частота вращения рабочего колеса п.
Перечисленные параметры представляют собой реальные средства управления вибрацией -ее масштабы могут регулироваться увеличением г и К и уменьшением, /51л, Б}, у и п. Степень
эффективности управления вибрацией данными параметрами показана на рис. 1, где в качестве примера приведены результаты расчетов для быстроходного центробежного насоса, работающего с недогрузкой по подаче в 30 %.
Из рисунка следует, что масштабы вибрационных процессов весьма заметно зависят от рассматриваемых параметров. Наиболее существенное воздействие на эти процессы оказывает изменение диаметра входного отверстия рабочего колеса .
Рв 1.0
0.8
0.6
0.4
0.2
О
0.5 0.6 0.8 1.0 Л
Рис. 1. Сравнение эффективности различных способов снижения вибрации у центробежных насосов посредством уменьшения силы ¥в.
.V - изменение параметра управления силой Ев по отношению к его первоначальному значению;
Ре - изменение силы Ев по отношению к ее первоначальному значению
Достаточно эффективно также уменьшение угла наклона лопастей на входе колеса и понижение частоты вращения вала насоса. Худшие результаты достигаются изменением закрутки потока на входе в рабочее колесо (снижением угла у).
Из рис.1 прослеживаются также достоинства насосов с колесом двухстороннего входа - у них вибрация в два раза ниже, чем у насосов с колесом одностороннего входа такой же подачи.
Определим теперь пути снижения гидродинамической вибрации при существенной недогрузке насосов по подаче. В подобной ситуации, как отмечалось выше, целесообразнее использовать средства, дающие возможность уменьшать силу Ес. К ним относятся. угол наклона лопастей на входе рабочего колеса , диаметр входного отверстия рабочего колеса Е>1, количество лопастей рабочего колеса 2, частота вращения рабочего колеса п.
Степень эффективности управления вибрацией данными параметрами показана на рис. 2.
0,3
0,6
0,4
0.2
- 34
/г . —* * * ~ // / /
// ^ / Г /
п ■ ~У / / ' > У
/ж А.
^ ,
0,6 0,75 0,9 1 х
Рис. 2. Сравнение эффективности различных способов снижения вибрации у центробежных насосов посредством уменьшения силы ¥с.
У. - изменение параметра управления вибрацией по отношению к его первоначальному значению;
: - изменение силы Ев по отношению к ее первоначальному значению
Из упомянутого рисунка следует, что наибольший эффект по снижению величины силы Ес, как и в случае с силой Ев, дает уменьшение диаметра входного отверстия рабочего колеса Б/. Затем по степени снижения эффективности воздействия на Ес идут - уменьшение угла наклона лопастей на входе рабочего колеса /31л, снижение частоты вращения рабочего колеса или ротора насоса п и увеличение количества лопастей рабочего колеса 2.
Совместный анализ полученных результатов (рис. 1, рис. 2) приводит к следующим выводам.
1. Для снижения обеих сил, Ев и Ес , вызывающих вибрацию центробежных насосных агрегатов, необходимо подвергать изменению одни и те же конструктивные параметры насосов -угол наклона лопастей на входе рабочего колеса Ь1л, диаметр входного отверстия рабочего колеса Б/, количество лопастей рабочего колеса г, частоту вращения рабочего колеса п.
2. Снижение вибрации насосов посредством изменения величины сил Ев и Ес достигается.
- уменьшением параметров /31л, п;
- увеличением количества лопастей рабочего колеса 2.
3. Снижение величины силы Ев и соответственно уровня вибрации может быть достигнуто применением рабочих колес с двухсторонним входом.
Полученные выводы подтверждаются опытными данными, а также значительным количеством экспериментальных данных других исследователей.
ЛИТЕРАТУРА
1. Аринушкин Л.С. и др. Авиационные центробежные насосные агрегаты. - М.: Машиностроение, 1967.
2. Безус А.А. Исследование вибраций насосных агрегатов, возникающих под воздействием технологических факторов на примере насосов магистральных нефтепроводов: автореф. дисс. . . . канд. техн. наук / ТюмГНГУ. - Тюмень, 1996.
3. Грянко Л.П., Зимницкий В.А. Определение структуры потока на входе в насосное колесо // Лопастные насосы / под ред. Л.П. Грянко, А.Н. Тапира. - Л.: Машиностроение, 1975.
4. Перевощиков С.И. Разработка научных основ управления вибрацией гидродинамического происхождения в центробежных насосах магистральных нефтепроводов: автореф. дис. ...д-ра техн. наук. - Тюмень, 2004.
THE VIBRATION REDUCTION OF HYDRODYNAMIC ORIGIN PUMP-POWER UNITS
Jafarieh P.
In article the basic causes of high-vibration pump-power units, and some solutions to reduce them.
Key words: civil airports, fueling the company, pumping stations, the vibration of pumps.
Сведения об авторе
Джафари Педрам, 1985 г.р., окончил МГТУ ГА (2008), аспирант МГТУ ГА, автор 3 научных работ, область научных интересов - эксплуатация воздушного транспорта, вибрационная диагностика механизмов и машин.
