авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ РОССИЙСКАЯ БИБЛИОТЕКА - WWW.DISLIB.RU

АВТОРЕФЕРАТЫ, ДИССЕРТАЦИИ, МОНОГРАФИИ, НАУЧНЫЕ СТАТЬИ, КНИГИ

 
<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:   || 2 | 3 |

Моделирование вибросостояния и прогнозирование остаточного ресурса электродвигателей магистральных насосных агрегатов

-- [ Страница 1 ] --

УДК 622.692.4

На правах рукописи

Белкин Алексей Павлович

Моделирование вибросостояния и

прогнозирование остаточного ресурса электродвигателей магистральных насосных агрегатов

Специальность 25.00.19 - Строительство и эксплуатация нефтегазопроводов, баз и хранилищ

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени

кандидата технических наук

Уфа 2010

Работа выполнена в Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Тюменский государственный архитектурно-строительный университет».

Научный руководитель - доктор технических наук, профессор

Степанов Олег Андреевич

Официальные оппоненты: - доктор технических наук, профессор

Азметов Хасан Ахметзиевич

- кандидат технических наук, профессор

Бахмат Геннадий Викторович

Ведущая организация - ОАО «Сибнефтепровод»

Защита диссертации состоится «18» июня 2010 г. в 1130 на заседании диссертационного совета Д 222.002.01 при Государственном унитарном предприятии «Институт проблем транспорта энергоресурсов» (ГУП «ИПТЭР») по адресу: 450055, г. Уфа, пр. Октября, 144/3.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ГУП «ИПТЭР».

Автореферат разослан «18» мая 2010 года.

Ученый секретарь

диссертационного совета

доктор технических наук Л. П. Худякова

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы

Проблемы повышения надежности, безопасности и эффективности эксплуатации магистральных насосных агрегатов (МНА) тесно связаны с задачами обновления основных производственных фондов и снижения затрат на проведение ремонтно-восстановительных мероприятий. Значительное повышение стоимости ремонтно-технического обслуживания, запасных частей, монтажных и аварийно-восстановительных работ в условиях дефицита средств диктуют необходимость разработки и внедрения новых способов технического обслуживания. В этих условиях резко возрастает необходимость в научных разработках, направленных на решение задач, связанных с совершенствованием методов и средств диагностирования технического состояния нефтеперекачивающего оборудования.

Обновление парка нефтеперекачивающего оборудования на предприятиях Западной Сибири происходит медленными темпами, и в настоящее время эксплуатируемые МНА имеют широкий разброс по времени общей наработки – от сотен до сотен тысяч часов. Предельная выработка моторесурса приводит к существенному изменению параметров МНА, и при этом общепринятые методики оценки технического состояния оборудования дают значительную погрешность. Поэтому представляет практический интерес моделирование и изучение динамики «старения», т.е. определение тенденций изменения эксплуатационных характеристик МНА в процессе выработки ресурса. Учет подобных динамических характеристик позволит внести соответствующие коррективы в расчетные методики и в определенной степени оптимизировать эксплуатационные параметры МНА с предельно выработанным моторесурсом.

Известно, что одним из основных параметров, позволяющих оценивать техническое состояние МНА, является вибрация. Следовательно, изучение закономерностей параметров вибрации в зависимости от технического состояния элементов МНА является первостепенной задачей при разработке и совершенствовании методов оценки технического состояния технологического оборудования нефтеперекачивающих станций (НПС).

В диссертации автором представлены результаты моделирования и экспериментального исследования вибрационного состояния МНА. На первом этапе автором были собраны экспериментальные данные по вибросостоянию МНА (влияние дисбаланса, радиальных зазоров в подшипниках скольжения, наработки, режимов эксплуатации), затем разрабатывались математические модели вибросостояния электродвигателя, проводилась проверка полученных моделей в производственных условиях, и совершенствовались методы оценки остаточного ресурса по параметрам вибрации и износа.

Целью диссертационной работы является совершенствование методов оценки остаточного ресурса и моделирования вибрационного состояния электродвигателей магистральных насосных агрегатов, позволяющих повысить надежность, эффективность и безопасность эксплуатации МНА.

Основные задачи исследований

  • повышение достоверности оценки технического состояния электродвигателей МНА на основе анализа статистических данных и вибрационных исследований;
  • разработка моделей вибросостояния электродвигателя МНА при изменении радиальных зазоров в подшипниках скольжения и дисбалансе ротора;
  • разработка методики прогнозирования остаточного ресурса электродвигателей МНА по параметрам вибрации и износа.

Методы исследований. Решение поставленных задач осуществлено путем теоретических и экспериментальных исследований в промышленных и лабораторных условиях. Для исследований использовались статистические данные и информация, полученная с помощью стандартных средств и методов измерений в условиях эксплуатации. Задачи исследований решались с применением аналитического и численного методов решений дифференциальных уравнений, теории сопротивления материалов, механики, динамики и статистических методов. Математическое моделирование выполнялось в специализированных системах компьютерных вычислений: PASCAL, DELPHI.

Научная новизна

  • получена зависимость для расчета коэффициента жесткости подшипника скольжения, учитывающая влияние масляного слоя и контактное взаимодействие цапфы ротора с подшипником;
  • получена зависимость для расчета коэффициента демпфирования смазочного слоя в подшипнике скольжения, характеризующая потери на трение в смазочном слое;
  • разработаны модели вибросостояния электродвигателя серии СТДП, позволяющие раскрыть зависимости условий возникновения вибрации в опорных узлах;
  • разработана методика прогнозирования остаточного ресурса узлов оборудования, позволяющая оценить техническое состояние электродвигателя серии СТДП по параметрам вибрации и износа.

Основные защищаемые положения. Модели вибросостояния электродвигателя серии СТДП магистрального насосного агрегата при увеличенных радиальных зазорах в подшипниках скольжения и дисбалансе ротора. Метод прогнозирования остаточного ресурса подшипников скольжения и оборудования, длительно эксплуатируемых НПС по параметрам вибрации и износа на примере электродвигателей серии СТДП.

Практическая ценность работы заключается в том, что результаты проведенных автором исследований, разработанные модели вибросостояния электродвигателя МНА, методы оценки и прогнозирования остаточного ресурса частично реализованы на НПС ОАО «Сибнефтепровод» и направлены в развитие РД-75.200.00-КТН-178-09 «Положение о диагностировании, порядке технического освидетельствования и продления срока службы энергоустановок нефтеперекачивающих станций магистральных нефтепроводов».

Результаты работы могут быть использованы при создании комплексной модели вибрационного состояния магистрального насосного агрегата, позволяющей проводить оценку технического состояния и разрабатывать научные основы управления вибрацией различного происхождения.

Апробация работы

Основные положения и результаты исследований докладывались на:

  • научно-технической конференции молодежи ОАО «Гипротрубопровод» (Москва, 2009 г.);
  • всероссийской научно-технической конференции студентов, аспирантов и молодых ученых «Проблемы теплоэнергетики» (Челябинск, 2008; 2009 гг.);
  • всероссийской научно-практической конференции «Актуальные проблемы строительства, экологии и энергосбережения в условиях Западной Сибири» (Тюмень, 2008; 2009 гг.);
  • всероссийской научно-практической конференции и выставке студентов, аспирантов и молодых ученых «Энерго- и ресурсосбережение. Нетрадиционные и возобновляемые источники энергии» (Екатеринбург, 2008г.).

Публикации

По материалам диссертации опубликовано 8 работ, в том числе 2 статьи в реферируемых изданиях по списку ВАК.

Структура и объем работы

Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, основных выводов и трех приложений; содержит 132 страницы машинописного текста, в том числе 6 таблиц, 34 рисунка и список использованной литературы из 120 наименований.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность диссертационной работы, сформулированы цель и основные задачи, научная новизна и практическая ценность результатов проведенных исследований.

В первой главе дан анализ опыта, условий и сроков эксплуатации магистральных насосных агрегатов длительно эксплуатируемых НПС ОАО «Сибнефтепровод». На основании собранных автором экспериментальных данных рассмотрены основные неисправности, причины и следствия отказов магистральных насосных агрегатов.

Проведен анализ отечественных и зарубежных публикаций, посвященных различным аспектам эксплуатационной надежности насосных агрегатов и силового оборудования, среди которых следует выделить работы: A. M. Акбердина, С. Г. Бажайкина, А. В. Баркова, Н. А. Барковой, В. Л. Березина, А. К. Галлямова, М. Д. Генкина, А. С. Гольдина, А. Г. Гумерова, Р. С. Гумерова, Р. С. Зайнуллина, Л. Г. Колпакова, Р. А. Коллакота, Г.А. Ланчакова, В. Ф. Новоселова, С. И. Перевощикова, В. А. Русова, П. И. Тугунова, Е. В. Урьева, A. M. Шаммазова, А. Р. Ширмана, Э. М. Ясина, J.T. Broch, R. F. Collacoff и др.

Рассмотрены факторы, влияющие на надежность, эффективность и безопасность эксплуатации насосного оборудования длительно эксплуатируемых НПС. При непосредственном участии автора совместно со специалистами ОАО «Сибнефтепровод» проведены исследования вибрационного состояния более 160 магистральных насосных агрегатов, и выполнен анализ собранной информации, по результатам которого установлены основные факторы, влияющие на ухудшение вибрационного состояния, и построена схема причинно-следственных связей отказов МНА.

Установлено, что в последнее время наметилась тенденция к развитию так называемого модального анализа, т.е. расчета характеристик собственных колебаний конструкции на основе построения математической модели всего механизма или его узлов. Сопоставление теоретических и экспериментальных спектров агрегата, безусловно, упростит трактовку последних, но теория этого метода развита в настоящее время недостаточно, что затрудняет его практическое применение.

Следовательно, создание теоретических основ управления вибрацией и моделей вибросостояния МНА, зависящих от технического состояния узлов оборудования, является первостепенной задачей при разработке и совершенствовании методов вибродиагностики и позволит установить зависимости между параметрами вибрации, износа, напора, КПД и других эксплуатационных характеристик МНА. Данная работа посвящена созданию моделей вибросостояния электродвигателей МНА, позволяющих раскрыть зависимости возникновения вибрации в опорных подшипниках скольжения, установить зависимость вибрации от износа и оценить их остаточный ресурс.

Во второй главе автором исследована вибрация электродвигателей МНА, вызванная дисбалансом ротора и увеличенными зазорами в подшипниках скольжения. Упругие корпусные колебания возникают под действием сил трения скольжения, неравномерности распределения масс относительно оси вращения, нарушения жесткости, нарушение режима эксплуатации и т.п.

На основании проведенного анализа в качестве структурного параметра в диссертационной работе автором выбран зазор в подшипниковых узлах. Необходимость выбора указанного параметра обусловлена тем, что с увеличением зазоров повышается общий дисбаланс ротора, скорость изнашивания в местах контакта цапфы с вкладышем подшипника и т.п. При оценке влияния изменения зазора в подшипниках скольжения на характер протекания вибрационных процессов работающего оборудования автор исходил из следующих соображений: под действием центробежной силы от дисбаланса происходит так называемое «всплытие» ротора, при этом центр опорной шейки вала описывает окружность, радиус которой равен зазору или превышает его на величину деформации опоры. Следовательно, с увеличением зазора можно ожидать возрастание общего дисбаланса ротора, что соответствующим образом отражается на регистрируемых параметрах вибросигнала. Это означает, что необходимо рассматривать общий дисбаланс, который будет зависеть от степени неуравновешенности ротора и зазора в подшипниках скольжения, а общая возмущающая сила состоит из сил инерции и возмущающей:

, (1)

где – величина дисбаланса, кг, r – радиус дисбаланса, м, – угловая скорость ротора, 1/с, m – масса ротора, кг, e – эксцентриситет ротора относительно оси подшипника, м.

Установлено, что наиболее значимым дефектом в образовании вибрации подшипниковых узлов является увеличенный радиальный зазор и дисбаланс. Следовательно, существует необходимость их диагностического контроля во время всего жизненного цикла МНА.

Для исследования динамических свойств электродвигателей МНА автором составлена из соединенных связями деформируемых тел механическая модель. Описание модели выполнено в виде системы дифференциальных уравнений с использованием методов механики, динамики, сопротивления материалов и гидродинамики.

Колебания, возникающие в подшипниковых узлах, рассматривались как вынужденные колебания простой линейной системы, представляющей собою ротор весом G, пружину с жесткостью S и демпфер с коэффициентом демпфирования µ. Движение ротора определялось изменением одной координаты z.

Уравнение движения (вибрации), представляет собой математическое выражение второго закона Ньютона.

В диссертационной работе автором первоначально был рассмотрен частный случай вынужденных колебаний, при котором внешняя сила является косинусоидальной величиной, и колебания происходят в среде с сопротивлением:

, (2)

где = fп/60 – частота колебаний, зависящая от скорости вращения вала ротора, с-1; G – вес ротора, Н.

, (3)

где – коэффициент затухания, характеризующий вязкие свойства среды, Н/(м·с·кг); – частота собственных колебаний системы; S – коэффициент жесткости подшипника, Н/м; z – виброперемещение, м; – виброскорость, м/с и – виброускорение м/с2.

Решение уравнения (3) представлено суммой общего и частного решений:

, (4)

где A1 – начальная амплитуда, м; – начальная фаза.

Колебания Z1=Z1(t) называются вынужденными при начальных условиях:

z1 = z0, при t = 0 (5)

Частное решение Z1=Z1(t) найдено методом неопределенных коэффициентов.

При этом вид частного решения определен известной зависимостью:

, (6)

где коэффициенты D2 и D3 представляют вибросмещения в вертикальном и горизонтальном направлениях и определяются следующими зависимостями:

, (7)

. (8)

Для определения коэффициента жесткости в линейной модели подшипник скольжения представлен в виде симметричной балки, опирающейся на неподвижные шарнирные опоры, и определен по формулам сопротивления материалов:

, (9)

где – момент инерции сечения балки на изгиб, м4; Е – модуль упругости материала балки, Н/м2; r – радиус втулки подшипника скольжения, м; – угол между концами заделки балки, рад.

Таким образом, в диссертационной работе рассмотрены вынужденные колебания линейной системы при действующих на нее упругих силах, пропорциональных смещению. Однако необходимо отметить, что в общем случае действующие на подшипники скольжения упругие силы пропорциональны степенной функции смещения. Другими словами, для получения более точных результатов, подшипник скольжения необходимо рассматривать как нелинейную систему.

Для определения жесткости подшипника скольжения в нелинейной подстановке автором предложено использовать зависимость, полученную на основании анализа литературных источников и обработки экспериментальных данных:

, (10)

где Р – сила, действующая на систему, Н; S1 – коэффициент жесткости масляной пленки и вкладыша подшипника скольжения на изгиб, Н/м; S2 – коэффициент жесткости подшипника скольжения при упругом ударе, Н/м1,5.

Коэффициент жесткости масляной пленки и вкладыша подшипника скольжения на изгиб определяется экспериментально и зависит от величины зазора в подшипнике скольжения, свойств смазочного масла, материала соприкасающихся поверхностей.

Коэффициент жесткости при контактном взаимодействии может быть определен экспериментально или по общеизвестным формулам сопротивления материалов.

Колебания ротора в подшипнике скольжения выражены нелинейным дифференциальным уравнением:

, (11)

где , – коэффициент затухания, характеризующий вязкие свойства масла; – приведенный коэффициент жесткости масляной пленки и вкладыша подшипника скольжения на изгиб; – приведенный коэффициент жесткости подшипника скольжения при контактном взаимодействии.

Решение уравнения (11) найдено приближенно, методом трапеций. Для получения критериев подобия в дифференциальном уравнении выполнен ряд математических подстановок и замен: ; ; ; ; ; и .

Согласно введенным заменам уравнение (11) приведено в безразмерном виде:

, (12)

где . (13)

Преобразование к зависимости (13) U(z) осуществлено следующим образом:

(14)

В уравнение (14) введена замена , в результате чего:

. (15)

Выполнив ряд вышеприведенных преобразований и замен, автором получено нелинейное дифференциальное уравнение II –го порядка:

. (16)

Для нахождения решения дифференциальное уравнение II-го порядка было приведено к системе уравнений I-го порядка:

. (17)



Pages:   || 2 | 3 |
 





 
© 2013 www.dislib.ru - «Авторефераты диссертаций - бесплатно»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.