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:     | 1 || 3 |

Моделирование вибросостояния и прогнозирование остаточного ресурса электродвигателей магистральных насосных агрегатов

-- [ Страница 2 ] --

Для решения системы интегральных уравнений создана программа на языке Pascal в среде программирования Delphi. Расчеты показывают, что относительная погрешность нахождения неизвестной величины в уравнении составили , обеспечивающая при 7 итерациях для каждого , .

Для расчета коэффициента затухания µ, входящего в формулы (3 и 11), характеризующего вязкие свойства масла, автором работы предложена зависимость (18), полученная на основании обобщения и анализа трудов О. И. Богданова, В. А. Воскресенского, В. Н. Константинеску, М. В. Коровчинского, С. А. Чернавского.

, (18)

где – коэффициент трения во всем смазочном слое; l – длина подшипника по образующей, м; – относительный рабочий зазор в подшипнике; эф – коэффициент динамической вязкости смазки, Нс/м2.

Таким образом, автором получены расчетные зависимости (10), (11) и (18), позволяющие проводить анализ диссипативных процессов в насосном оборудовании с целью определения вибрационных характеристик, износа элементов оборудования и его отказов.

В таблице 1 и таблице 2 представлены исходные данные и результаты расчетов несущей способности, коэффициентов вязкости и жесткости подшипника скольжения электродвигателя СТДП-8000, входящих в линейное (6) и нелинейное дифференциальное уравнение (11) соответственно. Угол охвата подшипника принят 360° при принудительной подаче смазки под давлением.

На рисунке 1 и рисунке 2 представлены результаты моделирования вибрационного состояния подшипниковой опоры электродвигателя типа СТДП-8000 с применением линейного (6) и нелинейного дифференциального уравнения (11) соответственно.

Таблица 1 - Исходные данные и результаты расчетов несущей способности, коэффициентов вязкости и жесткости подшипника скольжения

Радиальный зазор, , мм. Pц(рот.), Н Rобщ(рот.), Н Несущая способность, Коэффициент вязкого сопротивления, 2· Жесткость подшипника, S, Н/м
0,45 11141,35 33311,9 0,4501 7,5198 6,7696 3052584991
0,5 22282,7 22282,9 0,5557 7,15274 7,9496 3041451154
0,55 33424,04 33424,3 0,6724 6,747 9,0734 3030356639
0,6 44565,39 44615,4 0,8002 6,3026 10,086 3019301305
0,65 55706,74 56020,7 0,9391 5,8196 10,931 3008285009
d = 180мм; l = 270 мм; эф = 0,0191 H*c/м3; Fрот = 22170,6 Н

 Результаты моделирования вибрационного состояния подшипниковой опоры-49

Рисунок 1 - Результаты моделирования вибрационного состояния подшипниковой опоры электродвигателя СТДП-8000

Таблица 2 - Исходные данные и результаты расчетов несущей способности, коэффициентов вязкости и жесткости подшипника скольжения

Радиальный зазор, , мм. Pц(рот.), Н Rобщ(рот.) Н Несущая способность, Коэффициент вязкого сопротивления, 2· Жесткость масляной пленки, S1, Н/м Жесткость контактного взаимодействия S2, Н/м3/2
0,45 11141,35 33311,9 0,4501 7,5198 6,7696 98596 33417273976
0,55 33424,04 33424,3 0,6724 6,747 9,0734 98596 33407940989
0,65 55706,74 56020,7 0,9391 5,8196 10,931 98596 33398595010
0,75 77989,44 78011,2 1,2503 4,7376 11,847 98596 33389236012
d = 180мм; l = 270 мм; эф = 0,0191 H*c/м3; Fрот = 22170,6 Н

Рисунок 2 - Результаты моделирования вибрационного состояния подшипниковой опоры электродвигателя СТДП-8000

В третьей главе представлена методика экспериментальных исследований вибрационного состояния магистральных насосных агрегатов, которые проводились в эксплуатационных условиях на различных нефтеперекачивающих станциях ОАО «Сибнефтепровод». Для экспериментов выбраны насосные агрегаты НМ 10000-210 с электродвигателем СТДП-8000.

Исследование вибрационного состояния оборудования было разделено на несколько этапов: предварительные исследования, исследование причин вибрации на работающем агрегате, исследование остановленного агрегата, обработка результатов исследования. В некоторых случаях, в целях подтверждения достоверности диагностирования, проводилась разборка оборудования для проверки технического состояния подшипников, уплотнений, ротора и т.п.

Для измерения вибрации и балансировки роторов в собственных опорах использовался прибор CSI 2120 в комплекте со стандартным магнитным пьезоэлектрическим вибропреобразователем.

На основании изучения литературных источников, собранных и обработанных экспериментальных данных автором определены и представлены вибрационные частоты проявления основных неисправностей магистральных насосных агрегатов, приведены формы и спектры вибрационных сигналов соответствующие конкретной неисправности.

По результатам измерения вибрации строились тренды изменения среднего квадратического значения виброскорости по общему уровню и на частотах проявления основных неисправностей в зависимости от времени наработки.

Опытный материал, представленный на рисунках 3 - 5, использовался для проверки разработанных автором моделей вибросостояния электродвигателей МНА, устанавливающих функциональную связь между технологическими дефектами и спектральными характеристиками вибрации.

Проверка состояла в нанесении на общее координатное поле опытных значений виброскорости и соответствующих ей по дисбалансу расчетных значений силы вибрации F, а также радиального зазора в подшипнике скольжения с последующим выявлением наличия между v, F и функциональных взаимосвязей.

При снятии вибрационных характеристик с магистральных насосных агрегатов регистрировалось время наработки от последнего проведенного капитального ремонта и вибродиагностического обследования.

 Результаты сравнения теоретических и экспериментальных данных при-53

Рисунок 3 - Результаты сравнения теоретических и экспериментальных данных при изменении радиального зазора в подшипнике скольжения

 Результаты сравнения теоретических и экспериментальных данных при-54

Рисунок 4 - Результаты сравнения теоретических и экспериментальных данных при дисбалансе ротора и радиальном зазоре в подшипнике 0,4 мм

 Результаты сравнения теоретических и экспериментальных данных при-55

Рисунок 5 - Результаты сравнения теоретических и экспериментальных данных при дисбалансе ротора и радиальном зазоре в подшипнике 0,6 мм

Представленные результаты сравнения теоретических и экспериментальных данных свидетельствуют об удовлетворительном отражении реальных вибрационных процессов полученными расчетными зависимостями. Достоверность нелинейной модели дисбаланса для радиального зазора = 0,4 мм составляет 93 %, а для = 0,6 мм – 91 %. Абсолютное отклонение радиальных зазоров, замеренных с помощью щупа при ремонте и вибродиагностической аппаратуры, дает разницу = 0,03...0,04 мм., что достаточно для практической оценки технического состояния подшипников скольжения и дисбаланса ротора электродвигателей МНА.

В четвертой главе автором рассмотрены и сопоставлены существующие подходы к прогнозированию остаточного ресурса магистральных насосных агрегатов по параметрам вибрации с использованием элементарных функций: линейных, экспоненциальных и степенных.

Предложена методика прогнозирования остаточного ресурса узлов и электродвигателей МНА по параметрам вибрации и износа с применением графоаналитического метода, использованием результатов инспекционных обследований и моделирования вибрационного состояния. Для оборудования, состояние которого описывается совокупностью диагностируемых параметров, прогнозирование необходимо производить по каждому параметру. Момент наступления предельного состояния должен определяться по времени достижения его всей совокупностью параметров. Если же неисправность описывается несколькими независимыми параметрами, и техническое состояние определяется по наибольшему из них, то прогноз необходимо проводить по каждому из параметров, а предельное состояние определять по достижению его одним из прогнозируемых параметров.

Автором предлагается дополнить методику прогнозирования остаточного ресурса МНА изложенную в РД 153-39.4Р-124-02 нижеследующим.

Для прогноза использовать линейную аппроксимацию, в которой параметр определяется методом наименьших квадратов:

. (19)

Для минимизации ошибок при прогнозировании, особенно при долгосрочном прогнозе и большом числе измерений, в предысторию, когда функция приобретает черты наследования, необходимо периодически проводить уточнение прогноза по последним 3 5 измерениям.

Перед прогнозированием по предыстории необходимо проводить сглаживание параметров по формулам экспоненциального сглаживания:

, (20)

где Xi сгл и Xi – сглаженный и не сглаженный параметры i-го замера; – постоянная сглаживания, принимаемая в пределах 0,10,3; X (i-1)сгл – сглаженный параметр предыдущего замера.

Время остаточного ресурса оборудования рекомендуется определять графически точкой пересечения линии предельного состояния с верхней доверительной границей прогнозного значения.

Также при прогнозировании необходимо учитывать доверительные границы результатов измерений и доверительные границы отклонения прогноза остаточного ресурса определяемые по уравнениям, представленным в РД 153-39.4Р-124-02.

На рисунке 6 представлено сравнение рассмотренных функций с моделью прогноза выполненной с помощью линейной регрессии с предварительным сглаживанием параметров и уточнением угла наклона кривой по последним 5-ти замерам.

Рисунок 6

Сравнение методик прогнозирования остаточного ресурса электродвигателя по вибрационным параметрам

І –период приработки; ІІ – период нормального износа; ІІІ – период повышенного износа; Vн - уровень вибрации при нормальной работе агрегата.

На рисунке 6 представлен тренд изменения общего уровня вибрации в горизонтальном направлении электродвигателя СТДП-8000, эксплуатируемого на ЛПДС «Кедровая-2», магистральный насосный агрегат №1.

Сравнение значений ожидаемого уровня вибрации, полученного по доверительным границам прогноза, и значений экспериментальных данных вибрации показывает достоверность методики прогнозирования с периодическим уточнением угла наклона кривой для оценки технического состояния магистральных насосных агрегатов.

При эксплуатации МНА очень важно дать правильную оценку износа деталей и своевременно определить необходимость ремонта, т.к. при достижении предельного износа деталей дальнейшая эксплуатация оборудования становится экономически нецелесообразной. Поэтому в диссертации автором разработана методика прогнозирования остаточного ресурса подшипников скольжения по параметрам износа и вибрации.

Из анализа экспериментальных данных и литературных источников установлено, что на интенсивность изнашивания подшипников скольжения при поддержании качественной работы системы смазки наибольшее влияние оказывает скорость относительного скольжение цапфы ротора и удельная нагрузка на вкладыш подшипника.

На основании проведенного автором анализа с учетом того, что в процессе эксплуатации подшипники скольжения в большей степени подвержены удельной нагрузке при постоянной температуре, для определения линии тренда предложено использовать аналитическую зависимость:

, (21)

где текущее и начальное значения уровня вибрации электродвигателя после приработки, мм/с; К – коэффициент пропорциональности определяемый по модели вибросостояния, Р – удельное давление на вкладыш подшипника скольжения, Н/м2; vc – скорость относительного скольжения цапфы ротора, м/с; текущее значение временного интервала наблюдений, ч.

На рисунке 7 представлено сравнение функций (21), используемой для прогнозирования остаточного ресурса подшипника скольжения по параметрам вибрации и износа с экспериментальными данными. Для экспериментов был выбран электродвигатель СТДП-8000 магистрального насосного агрегата эксплуатируемого на ЛПДС «Торгили».

 Определение остаточного ресурса подшипника скольжения по параметрам-63

Рисунок 7 - Определение остаточного ресурса подшипника скольжения по параметрам вибрации и износа

Описанные подходы для оценки технического состояния электродвигателей магистральных насосных агрегатов по параметрам вибрации рекомендуется применять и для оценки остаточного ресурса узлов МНА (дисбаланс ротора, износ подшипников скольжения и качения, износ полумуфт и т.п.), однако это требует дополнительных исследований с целью уточнения непосредственно методики диагностирования.

Основные выводы и результаты

В диссертации представлено решение задачи моделирования вибрационного состояния электродвигателей МНА, учитывающее дисбаланс ротора и изменение радиальных зазоров в подшипниках скольжения.

Полученные уравнения для моделирования вибрационного состояния электродвигателей МНА можно также использовать и для создания комплексной модели вибрационного состояния магистрального насосного агрегата, однако это требует дополнительных исследований с целью уточнения методики моделирования и зависимостей для определения коэффициентов демпфирования и жесткости, а также сил возникающих в рабочей колесе насоса и т.п.

В процессе теоретических и экспериментальных исследований получены следующие результаты и сформулированы выводы:

  1. Получены зависимости для расчета коэффициентов демпфирования смазочного слоя и жесткости подшипника скольжения, учитывающие влияние масляного клина, шероховатостей взаимодействующих поверхностей, дисбаланс ротора и величину радиального зазора в подшипнике скольжения.
  2. Разработаны модели вибросостояния роторного оборудования (на примере электродвигателя серии СТДП) в виде дифференциальных уравнений, учитывающие изменение радиального зазора в подшипниках скольжения и дисбаланс ротора. Модели позволяют моделировать динамическое поведение двухопорного несбалансированного жесткого ротора и проводить анализ диссипативных процессов в рассматриваемом оборудовании с целью определения вибрационных характеристик, износа и его отказов.
  3. На основе математической модели разработано программное обеспечение в среде математического моделирования Delphi (Pascal). Программа состоит из набора расчетных модулей, позволяющих моделировать динамическое поведение несбалансированного ротора, опирающегося на подшипники скольжения; определять вибрационное состояние роторного оборудования; проводить поверочные расчеты системы «ротор - подшипники скольжения» с учетом изменения дисбаланса и радиального зазора.
  4. Проведены экспериментальные исследования вибрационного состояния магистральных насосных агрегатов в условиях эксплуатации на нефтеперекачивающих станциях ОАО «Сибнефтепровод». Установлено качественное и количественное согласование результатов. Отклонения варьируются в пределах от 5 % до 20 %, на основании чего математические модели признаны адекватными.
  5. Предложена методика прогнозирования остаточного ресурса узлов и электродвигателя магистрального насосного агрегата в целом на базе экспериментальных данных с учетом тренда вибрации, математической модели вибросостояния и параметров износа, позволяющая перейти к обслуживанию по фактическому техническому состоянию. Показано, что погрешность прогнозных моделей не превышает 7 %.

Основные результаты работы опубликованы

В изданиях, реферируемых ВАК:



Pages:     | 1 || 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.