Задачи генеза (от греческого «генезис» происхождение, возникновение, процесс образования). Задачи первого типа формально следует отнести к технической диагностике, а второго типа к
| Вид материала | Документы |
- Временные ряды, 100.85kb.
- «Конъюнктура рынка государственных ценных бумаг» Вар, 21.71kb.
- Лекция Возникновение экономических знаний. Исторический процесс развития экономической, 954.65kb.
- Справочник по оказанию скорой и неотложной помощи, 15675.55kb.
- Генезис и минеральные ассоциации золота и платиноидов Вместорождениях «черносланцевого», 746.3kb.
- Рекомендации по эпидемиологии, клинике, диагностике и профилактики заболеваний, вызванных, 94.56kb.
- Задачи урока : Проконтролировать знания учащихся по методам решения сложных логарифмических, 83.18kb.
- Методические рекомендации: Взадачах такого типа используются понятия: объем видеопамяти, 338.92kb.
- В. П. Алексеев возникновение человека и общества, 2425.89kb.
- Решение краевой задачи для уравнения состоит в определении значений функции y(X), удовлетворяющей, 28kb.
3.4. НЕИСПРАВНОСТИ МЕХАНИЧЕСКОГО
И ГИДРОДИНАМИЧЕСКОГО ПРОИСХОЖДЕНИЯ
Группа неисправностей механического и гидродинамического происхождения обладает наибольшим числом дефектов, которые чаще встречаются при эксплуатации насосных агрегатов. Очень часто они уже присутствуют после пуска в эксплуатацию нового или отремонтированного агрегата. Для насоса наиболее часто встречающиеся дефекты являются дефектами гидродинамического происхождения или вызваны дисбалансом ротора, а также некачественной центровкой.
Дефекты гидродинамического происхождения
Ротор насоса механически уравновешенный, при работе насоса на нефти может оказаться гидродинамически неуравновешенным. Это происходит в тех случаях, когда рабочее колесо изготовлено недостаточно точно и различается по шагу, углу между лопастями, по длине, толщине и углам установки лопастей. Силы, действующие на отдельные лопасти рабочего колеса, при этом не уравновешиваются и создают вибрацию с оборотной частотой.
Различие в размерах межлопастных каналов рабочего колеса приводит к различному заполнению их нефтью и, как следствие, к несовпадению центра массы нефти, заполняющей колесо, с осью вращения ротора. Этот эффект усиливается при кавитации из-за появления газовой фазы в кавернах, возникающих у входных кромок лопастей рабочего колеса.
Выявление гидродинамической неуравновешенности аналогично механической. Однако силы, ее вызывающие, существенно меньше и обнаруживаются, когда ротор отбалансирован с высокой степенью точности.
Следующие (по частотной шкале) гидродинамические источники колебаний - динамические составляющие радиальных и осевых сил, воздействующие на ротор насоса и обусловленные неравномерностью распределения давлений в проточных каналах насоса. Размах (амплитуда) этих составляющих может быть соизмерим со статическими составляющими радиальных и осевых сил. По частотному составу пульсации этих сил являются сложными колебаниями, содержащими компоненты на оборотной частоте, лопастной частоте и их гармоники. Одним из наиболее характерных и интенсивных источников гидродинамических колебаний в насосах являются гидродинамические силы от неоднородности потока на выходе из рабочего колеса насоса. Основной фактор, определяющий неравномерность поля скоростей и давлений по шагу между лопастями колеса, - циркуляция вокруг лопасти.
Вторая причина обусловлена вязкими средами - «провалами» скорости при обтекании вращающихся лопастей рабочего колеса. Механизм возникновения вибрации от неоднородности потока за колесом, вызываемый приведенными факторами, срабатывает при наличии в потоке препятствия в виде языка спирального отвода. Первичным явлением в потоке жидкости следует считать импульсы давления при прохождении лопастей рабочего колеса мимо языка. Частота следования импульсов - произведение оборотной частоты на число лопастей. В насосе могут быть два типа источников лопастных колебаний, действующих с основной лопастной частотой: нестационарный возбуждающий момент и пульсация давления жидкости.
При прохождении лопаток мимо языка возникает пульсация давления, воздействующая на стенки корпуса и вызывающая их колебания на лопастных частотах. При этом могут возникать также крутильные колебания корпуса под действием нестационарного крутящего момента.
Специфический источник колебаний насоса - кавитация, возникающая при местном понижении давления в тех областях потока, где скорость ее достигает максимального значения, т.е. при обтекании тел или в районе ядер вихрей.
На режимах, отличных от оптимального, усиливается влияние вихреобразования. При больших расходах наличие интенсивных вихрей в отводах и колесе приводит к тому, что давление в вихревых областях понижается, способствуя возникновению кавитационных процессов. При малых расходах наблюдается неоднородная работа межлопаточных каналов колеса, что также приводит к усилению вибрации. В областях подач, близких к нулевым, сильно возрастает низкочастотная вибрация, которая крайне опасна.
Рост вибрации насоса при отклонении его работы от расчетного режима (номинальная подача) объясняется изменением величины и вектора скорости потока, выходящего из рабочего колеса, которое приводит к ударам об язык и более вихревому движению жидкости в спиральном отводе.
Проведенными в ИПТЭР исследованиями установлено, что виброакустические характеристики насосных агрегатов позволяют представить вибрацию и шум агрегата как функцию состояний, определяемую условиями функционирования [101]. Условиями функционирования, влияющими на вибрацию и шум НА, являются:
- подача насоса Q;
- давление на приеме насоса рвх;
- ступень работы НА в технологической цепи J;
- состояние узлов и деталей НА SНА)
- состояние технологических трубопроводов 5тр,
V, L =f(Q, рвх i,-, Sha, Tтр (3.2)
Так как условия функционирования в общем случае являются случайным событием, то виброакустическое состояние отдельного насосного агрегата является случайным событием.
В то же время условия функционирования НА, определяемые режимом работы насоса, - подача, входное давление, ступень работы насоса в технологической цепи, - могут быть определены при проведении виброакустических измерений на НПС по стационарной контрольной аппаратуре. Этот фактор позволяет снизить степень неопределенности виброакустического состояния путем учета режимных составляющих вибрации. Из-за отсутствия в настоящее время зависимостей, позволяющих аналитически определять виброакустические характеристики всех типоразмеров насосных агрегатов при изменении условий функционирования, влияние режимов работ магистрального насоса на уровни вибрации и шума определялись эмпирическим путем с последующей математической обработкой полученных опытных данных.
Полученные при промышленных исследованиях магистральных насосов типа НМ опытные данные были подвергнуты графическому анализу для эмпирического выбора вида зависимости уровней вибрации и шума от подачи насоса. Результаты анализа позволили сделать вывод, что в общем виде закономерность изменения виброакустических характеристик насоса от подачи можно аппроксимировать полиномом n-й степени:
, (3.3)где
, 
- относительные изменения уровня вибрации и шума,
; 
;V, L - текущие значения уровня вибрации и шума насоса; Vн, Lн ~ значения уровня вибрации и шума насоса при номинальной подаче;
- относительная подача насоса; Q - текущее значение подачи насоса; Qн — номинальная подача насоса, определяемая его типоразмером; а0, а1... ап - постоянные коэффициенты.Выбор вида модели, описывающей зависимость уровня вибрации и шума насоса от подачи, можно выполнить методом последовательного оценивания.
Например, для одного из насосов типа НМ 10000-210 с ротором 1,0 Qном режимные модели, отображающие зависимость изменения уровня вибрации и шума от величины подачи, можно представить выражениями:
(3.4)
(3.5)Полученные режимные модели представлены графически на рис. 3.2. Там же точками нанесены опытные данные. Значения среднего квадратичного отклонения а и средней квадратичной погрешности а опытных данных от полученной аналитической кривой также приведены на рисунке.
Рис. 3.2. Зависимость изменения относительного уровня вибрации (а) и шума (б) насоса Нм
1000-210 от подачи
Таким образом, в результате проведенных исследований установлено, что изменение уровня вибрации и шума магистральных насосов типа НМ от подачи может быть описано полиномом третьей степени. Режимные модели магистральных НА позволяют оценивать влияние режима работы магистрального насоса на уровни вибрации и шума, приводить виброакустические характеристики насосов к нормальному (расчетному) режиму функционирования, идентифицировать состояние НА в режиме функционирования без изменения технологического процесса перекачки.
Неидентичность конструктивного исполнения насосов, их рабочих колес, обвязки технологических трубопроводов, применяемых рам агрегатов и муфт, соединяющих насос с электродвигателем и другие факторы, указывают на необходимость получения для каждого насоса индивидуальной характеристики изменения уровня вибрации и шума в зависимости от подачи (рис. 3.3). Такая характеристика должна быть положена в основу виброакустической модели конкретного насосного агрегата.
С учетом изложенного конкретные неисправности насосного агрегата будут оказывать различное влияние на вибрационные характеристики насосов.
Рис. 3.3. Зависимость относительного уровня вибрации магистральных насосов типа НМ от подач:
1- зона вибрации насоса НМ 10000-210 с роторами на подачу 0,7; 1,0; 1,25 от номинальной ( в зависимости от подачи); 2 – зона вибрации насосов типа НМ 2500-230 и НМ 3600-230 с ротороми 0,7 и 1,0 от номинальной ( в зависимости от подачи)
На рис. 3.4 и 3.5 представлена обобщающая картина зависимости вибрации от подачи и кавитационного запаса насоса с учетом характерных неисправностей. Цифры I-V обозначают области различного вида кавитации в насосе.
 | Рис. 3.4. Типичные зависимости суммарных уровней основных составляющих вибрации насосов от подачи: 1- суммарный уровень; 2 –неуровновешенность ротора; 3- неоднородность потока; 4 – вихреобразование, кавитация (Q – подача насоса; h – кавитационный запас; L0 –уровень вибрации; Н – напор насоса) |
Влияние конструктивных параметров насосной установки, коэффициента быстроходности насоса, исполнения агрегата на уровень вибрации в зависимости от режима работы можно проследить по результатам промышленной эксплуатации установки ПГНУ-2жр с регулируемым газотурбинным приводом [6].
 | Рис. 3.5. Типичная зависимость суммарного уровня вибрации и уровней основных составляющих вибрации насосов от кавитационного запаса: 1- суммарный уровень вибрации; 2 – неуровновешенность ротора; 3 – неоднородность потока; 4 – вихри и кавитация |
Турбонасосный блок установки ПГНУ-2жр включает магистральный центробежный насос 1 ОНД-10x2 номинальной подачей 800 м3/ч и напором 260 м, газотурбинный двигатель АИ-23У, мультипликатор и другие агрегаты. Все оборудование размещено на общей раме, которая крепилась к 'бетонной подушке анкерными болтами. Всасывающий и выходной трубопроводы на подходе к блоку имели жесткую опору.
Измерения вибрации проводились при изменении подачи насоса и при изменении частоты вращения ротора насоса. Подача насоса изменялась в диапазоне 240-960 м3/ч (0,3-1,2) QHOM> частота вращения - 1950-2950 об/мин, (0,65-1,0) nном. Давление на входе в насос на всех режимах работы установки было в диапазоне 0,45-0,77 МПа (4,6-7,9 кгс/см2), на выходе насоса 1,22-2,4 МПа (12,4-24,5 кгс/см2).
Рис. 3.6. Зависимость вибрации переднего подшипника насоса от давления при подаче Q
Измерение вибраций проводилось на переднем и заднем подшипниках и лапе насоса 10НД-102, на передней и задней опорах и редукторе двигателя АИ-23У, раме установки в месте крепления мультипликатора.
По результатам испытаний построены графики, представляющие зависимость вибрации от указанных параметров (рис. 3.6-3.8). На рис. 3.6 и 3.7 изображены зависимости вибраций подшипников насоса в вертикальном и поперечном направлениях от напора, развиваемого насосом. Вертикальная вибрация переднего подшипника увеличивается монотонно почти в два раза, на заднем подшипнике имеется перегиб в диапазоне 1,37-1,77 МПа (14-18 кгс/см2). Максимальная вибрация имеет место на обоих подшипниках в поперечном направлении при тех же давлениях, причем вибрация в поперечном направлении больше вертикальной. Замеры проводились при трех значениях подачи насоса путем изменения частоты вращения ротора насоса и положения выходной задвижки. На рис. 3.8 изображена зависимость вибраций в вертикальном направлении от частоты вращения ротора насоса. Режим работы установки задавался изменением частоты вращения ротора насоса при постоянном положении выходной задвижки. Установка имеет максимальную вибрацию при частоте вращения ротора насоса 2500-2600 об/мин. Характер кривых не меняется от затрачиваемой мощности при изменении гидравлического сопротивления трубопровода, меняются только величины вибрации.
 | Рис. 3.7. Зависимость вибрации заднего подшипника насоса от давления при подаче Q |
 | Рис. 3.8. Зависимость вибрации элементов конструкции установки от частоты вращения ротора насоса |
Вибрация на переднем, заднем подшипниках и лапе насоса – кривые 1, 2, 3, на передней и задней опорах и редукторе двигателя - 4, 5, 6, на раме установки - 7.
Построены зависимости величин вибрации от частоты вращения турбокомпрессора (см. рис. 3.9). Вибрации в поперечном направлении больше, чем в вертикальном, максимум вибрации соответствует оборотам (76-78) % nном.
Рисунки показывают, что имеет место максимум вибрации при давлении, развиваемом насосом 1,37-1,77 МПа (14-18 кгс/см2), частоте вращения ротора насоса 2500-2600 об/мин и частоте вращения турбокомпрессора (76-78) % nном.
Двигатель АИ-23У до оборотов турбокомпрессора 76+2 % номинальных работает при открытых клапанах перепуска воздуха из компрессора, при дальнейшем росте частоты вращения клапаны закрываются. При открытых клапанах двигатель имеет большую вибрацию, что повышает уровень вибрации всей конструкции установки на данных режимах работ.
 | Рис. 3.9. Зависимость вибрации элементов конструкции установки от частоты вращения турбокомпрессора |
Анализ кривых выявил, что максимальным значениям вибрации соответствует частота вращения ротора насоса 2500 2600 об/мин. По характеру кривых можно предположить, что этой частоте вращения соответствует зона критической частоты вращения валопровода установки и ротора насоса.
Таким образом, кроме режима работы турбокомпрессора на величину вибрации влияет частота вращения валопровода установки и ротора насоса.
Расслоение кривых вибрации в зависимости от подачи насоса объясняется тем, что большей подаче при одном и том же давлении на выходе насоса соответствуют большие числа частоты вращения. Увеличение вибрации при росте частоты вращения можно объяснить механическими источниками - остаточной неуравновешенностью ротора насоса, зубчатых колес мультипликатора, валопровода, наличием опорных шариковых подшипников.
Испытания насосной установки с газотурбинным приводом показали, что вибрационное состояние установки при данной обвязке турбонасосного блока - удовлетворительное. С целью уменьшения вибрации в поперечном направлении требуется усилить крепление насоса и жесткость рамы установки.
При работе установки следует избегать режимов работы с частотой вращения турбокомпрессора двигателя 76-78 % от номинальных и частотой вращения ротора насоса 2500-2600 об/мин.
Вибрация, вызванная неуравновешенностью ротора, наиболее ярко проявляется на оборотной частоте F0.
Неуравновешенность ротора - это состояние ротора, характеризующееся таким распределением масс, которое во время вращения вызывает переменные нагрузки на опоры ротора и его изгиб с частотой, равной частоте вращения ротора
Статическая неуравновешенность ротора - это неуравновешенность ротора, при которой ось ротора и его главная центральная ось инерции параллельна (рис. 3.10). При этом амплитуда виброскоростей опор ротора на обратной частоте одинаковы и имеют одинаковый фазовфй угол. Такая неуровновешенность полностью определяется главным вектором дисбаланса или эксцентриситетом центра массы ротора, или относительным смещением главной центральной оси инерции и оси ротора, равным значению эксцентриситета центра его массы.
Моментальная неуравновешенность ротора – это неуровновешенность ротора, при которой ось ротора и его главная центральная ось инерции пересекаются в центре масс (см. рис.3.10).
Моментальная неуравновешенность полностью определяется главным моментом лисбалансов ротора или двумя равными по значению антипараллельными векторами дисбалансов, лежащих в двух произвольных плоскостях, перпендикулярных к оси ротора. Другими словами, на опорах возникают одинаковые по величине и смещению на 1800 амплитуда виброскорости на оборотной частоте.
 | Рис. 3.10. Виды неуравновешенности ротора насоса: а – статическая неуравновешенность; б – динамическая неуравновешенность; в – моментальная неуравновешенность; А, В – подшипниковые узлы; R – усилие реакции подшипниковых узлов; F – главный вектор сил инерции; РР – пара сил моментной составляющей неуравновешенности |