Материал: Анализ источников динамических воздействий на объекты магистральных нефтегазопроводов. Инженерные решения по их уменьшению

Конструкция сейсмоопоры, соответствующая вышеописанным требованиям, приведена на рис3. Трубопровод находится в U - образном седле 2, вдоль и поперек которого возможно скольжение трубы при горизонтальном смещении основания опор, а также при возможном перемещении и деформации трубопровода при изменении температуры трубы и давления транспортируемого продукта, седло 2 опирается на упругую пластину 6, которая присоединена к опорам 4, закрепленным в грунте Между опорами 4 и седлом 2 находятся в сжатом состоянии кольцевые пружины 3

Рисунок 3 - Конструкция сеисмоопоры с кольцевыми пружинами

. Способы повышения виброизолирующих свойств корпусов машин

В практике машиностроения давно используются демпфирующие вкладыши для снижения вибрации роторов. Внося в систему трение, демпфирующие вкладыши не обеспечивали заметной виброизоляции ротора от корпуса из-за большой собственной жесткости. Значительное снижение жесткости встраиваемых в подшипники элементов является одним из путей уменьшения действующих на корпус со стороны ротора усилий в области низких и средних частот. Величина виброизоляции ротора на упругих элементах определяется соотношением их жесткости и сопротивления системы корпус - опорные связи[5]. Изменением жесткости податливых элементов в подшипниках удается влиять на критические числа оборотов ротора. С помощью податливых элементов может быть осуществлён перевод ротора в закритический режим. Если с помощью упругих опор ротор переведен с докритического режима (30 - 40% запаса по критическому режиму) в закритический (примерно с 30% запаса), то виброизолирующий эффект системы машина - амортизация - фундамент увеличивается на первой гармонике частоты вращения примерно на 6-8дБ.

Значительное снижение виброактивности механизмов обеспечивается подшипниковыми щитами специальной конструкции: многослойными, типа диафрагм с чередующимися податливыми и массивными элементами различной геометрии в зависимости от типа и особенности машины. Такие щиты позволяют получить виброизолирующий эффект на частотах выше 200-300 Гц, в то время как упругие опоры ротора снижают передаваемое усилие на первых гармониках частоты вращения[7].

Другим способом снижения вибрации, возбуждаемой силами в цилиндрической части корпуса, является изготовление цилиндрической оболочки с поперечными массивными и жесткими кольцами-шпангоутамн. При отношении толщины колец к толщине корпуса 3 - 5 перепад вибрации на них составляет примерно 10 дБ в области частот выше 300-500 Гц. Кольца следует располагать между участками крепления к корпусу полюсов (или лопаточного аппарата) и лап машины.

Для области частот выше 200 Гц особенно эффективным является конструирование механизмов с промежуточными упругими элементами в районе опорных поверхностей. Для обеспечения большей виброизоляции на этих элементах, между ними и амортизирующими (фундаментными) конструкциями следует располагать массивную плиту или раму. Виброизолирующий эффект упругих элементов проявляется, начиная с частот, когда их механическое сопротивление становится меньше сопротивления опорной рамы или плиты. При проектировании упругих элементов в районе опор не возникает трудностей, так как эти элементы не влияют на рабочие процессы машины и должны удовлетворять только условиям ударостойкости.

Важной особенностью виброизолирующих элементов в районе опор является то, что они изолируют колебания от всех сил, действующих на корпус, независимо от места и направления приложения сил.гатированная компоновка механизмов также способствует снижению потока колебательной энергии в опорные и неопорпые связи.

Одним из средств борьбы с вибрациями является также увеличение вибродемпфирующих свойств конструкций корпусов машин за счет -

изготовления корпусов и рам из материалов с повышенным коэффициентом потерь;

нанесения на конструкции корпусов и рам вибродемпфирующих покрытий;

изготовления корпусов в виде двустенных конструкций с вязким заполнением.

Следует иметь в виду, что эффект от применения средств вибродемпфирования может быть получен только в области резонансных колебаний конструкций.

. Снижение гидродинамической вибрации насосов

Проточную часть насосов магистральных нефтепроводов помимо каналов в корпусе насосов составляют каналы в шнековом и в центробежном рабочем колесе насоса. Подробное изучение характера течения жидкости в отмеченных каналах дает возможность получить математическую модель силового взаимодействия потока жидкости в насосе с элементами проточной части агрегата.

Математический анализ полученной модели дает возможность найти способы снижения гидродинамической вибрации в шнекоцентробежных насосах. Согласно анализу, этот вид вибрации может быть устранен или значительно уменьшен следующими способами:

снижением частоты оборотов ротора насоса;

уменьшением диаметра предвключенного колеса шнека;

уменьшением угла установки лопастей шнека;

уменьшением шага шнека;

увеличением количества лопастей шнека;

установкой направляющего аппарата на входе в шнек, закручивающего поток по направлению вращения ротора насоса.

Наибольший эффект по снижению вибрации дает (в порядке убывания) изменение диаметра шнека, частоты оборотов ротора насоса, угла установки лопастей шнека и шага шнека. Худшие результаты наблюдаются при закрутке потока на входе в шнек и при увеличении количества лопастей шнека..

Отличительной особенностью насосных агрегатов является сбалансированность происходящих в них гидродинамических процессов.

При произвольном изменении параметров рабочих органов перекачивающих агрегатов данная сбалансированность нарушается, что может привести к снижению КПД и кавитационных свойств гидравлических машин. Анализ показывает, что уменьшение диаметра шнека и угла установки лопастей шнека, а также увеличение количества лопастей предвключенного колеса приводит к повышению КПД насосов, всасывающая способность агрегатов при этом, напротив, падает. При уменьшении частоты вращения ротора насосного агрегата кавитационные характеристики рассматриваемых насосов улучшаются, коэффициент полезного действия претерпевает несущественные изменения.

.1 Пути снижения виброактивности насосов

Виброактивность насоса, как и любой другой машины, определяется тремя основными факторами: конструкцией, технологией изготовления и условиями эксплуатации. В соответствии с этим различают конструктивные, технологические и эксплуатационные способы снижения виброактивности насосов[10]

Первый путь состоит в объективном согласовании энергетических, виброакустических и весогабаритных параметров. Это приводит к необходимости уменьшения скоростей вращения роторов и скоростей движения потока, так как уровни вибрации насосов, вызываемые механическими источниками, пропорциональны квадрату окружной скорости вращения ротора, а гидродинамическими - четвертой и выше степеням скорости. Снижение же скоростей приводит к уменьшению напора ступеней и, следовательно, к увеличению их числа.

Другим эффективным средством снижения виброактивности является увеличение жесткостей корпусных конструкций, что достигается увеличением толщин стенок корпуса и других элементов.

Оба эти средства приводят к увеличению весогабаритных параметров и соответствующему удорожанию конструкции, поэтому они не всегда реализуются в должной мере. Следует, однако подчеркнуть, что установление оптимального соотношения между энергетическими, весогабаритными и виброакустическими параметрами является первоочередным условием на пути снижения виброактивности насосов в стадии их проектирования.

Особенно важное влияние па виброактивность оказывает величина подпора на всасывании, с уменьшением которой ухудшаются кавитационные качества насосов. Это обстоятельство должно учитываться как при выборе расчетных параметров насосов, так и при установлении требований по ограничению их уровней вибрации[6].

Второй путь заключается в наиболее полной реализации средств уменьшения интенсивности возмущающих сил. В целях улучшения кавитационных качеств рабочих колес центробежных насосов и в первую очередь рабочего колеса первой ступени многоступенчатых насосов следует уменьшать диффузорность входного кольцевого канала, применять лопасти двоякой кривизны с увеличенными радиусами поворота каналов, а также устанавливать направляющие кольца на уплотнения для уменьшения вихреобразований в потоке, поступающем из уплотнения в рабочее колесо.

Для снижения возмущающих сил гидродинамического происхождения у насосов в первую очередь необходимо расчет н проектирование проточной части осуществлять при минимальных запасах энергетических параметров, так как у насосов, в силу высокой чувствительности их виброакустических характеристик, к углу атаки недопустим обычно применяемый метод доводки путем подрезки лопастей рабочего колеса. При этом проточная часть должна проектироваться на повышенный коэффициент быстроходности с использованием кавитационно-стойких профилей облопачивания.

Для уменьшения вихреобразований следует обеспечивать плавные переходы и закругления возможно больших радиусов по всей длине проточной части, включая приемный и напорный патрубки[4].

Третий способ снижения виброактивности насосов состоит в использованиис редств виброизоляцин и вибропоглощения. К чнслу первых относится применение внутренней амортизации и виброзадерживающих масс, ко вторым - применение вибропоглощающих материалов и покрытий, а также различного рода гасителей.

Назначение внутренней амортизации заключается в локализации возмущений внутри проточной части и устранение их передачи на корпус насоса. Сложность этой задачи состоит в большой площади контакта жидкости и стенок проточного тракта, через которую передаются возмущения. Ее решение в отдельных случаях можно осуществить, применяя многослойные конструкции корпусов насосов и трубопроводов, включающие виброизоляционные материалы.

Заключение

В настоящее время темпы износа основных фондов нефтеперекачивающих (НПС) и компрессорных (КС) станций опережают темпы их реновации, а средний возраст насосных (НА) и газоперекачивающих агрегатов (ГПА) неуклонно увеличивается.

Установлено, что до 70% отказов основного оборудования НПС обусловлено износом деталей, деформациями, накопленными усталостными повреждениями. В то же время можно отметить, исходя из длительного опыта эксплуатации насосных агрегатов, что более чем в 90% случаев выходу машины из строя предшествует резкое повышение уровня вибраций. При длительном периоде срока службы насосного оборудования частотные составляющие вибрации увеличиваются со временем линейно и достаточно медленно, затем начинается сильный рост вибрации, заканчивающийся выходом машины из строя.

Основными источниками динамических воздействий на объектах транспорта и хранения нефти и газа являются динамические воздействия при неоптимальном режиме перекачки, вибрационные перегрузки при дисбалансе и дефектах вращающихся частей оборудования, эффект Зоммерфельда, проблемы виброизоляции низкочастотного оборудования, гидродинамические источники вибраций насосных агрегатов, сейсмические нагрузки на нефтегазопроводы.

Список источников

1. Валеев А.Р. Уменьшение динамических воздействий на объекты магистральных нефтегазопроводов: дис. канд. техн. наук. - Уфа: УГНТУ, 2013. - 180 с.

. Валеев А.Р. Конструкция сейсмоопоры с компенсационными кольцевыми пружинами / А.Р. Валеев // Нефтяное хозяйство 2010. - №6 - С. 116-118.

. Григорьев Н.В. Вибрация энергетических машин. - Л.: Машиностроение, 1974. - 464 с.

. Засецкий, В.Г. Виброзащита и повышение эксплуатационной надежности реконструируемых КС / В.Г. Засецкий, В.И. Ефанов // Газовая промышленность, 1997. -№10.- С. 58-60.

. Зотов, А.Н. Динамика виброзащитных систем нефтепромыслового оборудования с использованием эффекта квазинулевой жесткости: Дис. -докт. техн. наук. Уфа, 2009.

. Короновский, Н.В. Землетрясения: причины, последствия, прогноз / Н.В. Короновский, В.А. Абрамов. // Соровский образовательный журнал, 1998.-№12.- С. 71-78.

. Проектирование и эксплуатация насосных и компрессорных станций: Учебник для вузов / A.M. Шаммазов, В.Н. Александров, А.И. Гольянов и д.р. М.: ООО «Недра-Бизнесцентр», 2003. - 404 с.

. Швец, Н.С. Конструктивные способы снижения вибраций фундаментов машин с динамическими нагрузками / Н. С. Швец, В. JI. Седин, Ю. А. Киричек. -М.: Стройиздат, 1987.- 152 с.

. Сафина, Г.Ф. Определение параметров закреплений трубопровода с жидкостью по собственным частотам его колебаний: Автореф. дис. на соиск. ученой степ. канд. техн. наук. Уфа, 2006.

. Петров, Ю.И. Источники шума и вибраций СЭУ /Ю.И.Петров Д.: ЛКИ., 1987. -202 с.