Анализ и разработка методов технической диагностики и вибрационной защиты нефтегазоперекачивающего оборудования тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 00.00.00, доктор наук Валеев Анвар Рашитович

• Валеев Анвар Рашитович
• доктор наук
• 2022

Оглавление диссертации доктор наук Валеев Анвар Рашитович

ВВЕДЕНИЕ

1 РАЗВИТИЕ ТЕХНИЧЕСКОГО ОБСЛУЖИВАНИЯ ПРОМЫШЛЕННОГО ОБОРУДОВАНИЯ В НЕФТЕГАЗОВОЙ ОТРАСЛИ

1.1 Развитие ремонтного дела промышленного оборудования в России

1.2 Развитие технического обслуживания нефтеперекачивающего оборудования

1.3 Развитие технической диагностики и системы организации ремонтов в нефтегазовой промышленности

1.4 Применяемые на текущий момент методы для диагностирования дефектов нефтегазоперекачивающих агрегатов

1.4.1 Параметрическая диагностика нефтегазоперекачивающих агрегатов

1.4.2 Вибрационная диагностика газоперекачивающих агрегатов

1.4.3 Диагностика газоперекачивающих агрегатов на основе анализа состояния масла

1.4.4 Диагностика газоперекачивающих агрегатов по электрическим параметрам электродвигателя

1.5 Опыт диагностики нефтеперекачивающего оборудования во время

его эксплуатации в ПАО «Транснефть»

1.6 Техническая диагностика газоперекачивающих агрегатов в ПАО «Газпром»

1.7 Перспективные методы технической диагностики перекачивающего оборудования во время его эксплуатации

1.7.1 Техническая диагностика оборудования по фактическому состоянию

1.7.2 Применение вейвлет-преобразования при анализе сигнала

1.7.3 Метод ударных импульсов

1.8 Анализ существующих проблем и тенденций в технической

диагностике перекачивающего оборудования

Выводы по Главе

2 РАЗРАБОТКА НАУЧНЫХ ОСНОВ МЕТОДА ДИАГНОСТИРОВАНИЯ НЕФТЕ- И ГАЗОПЕРЕКАЧИВАЮЩЕГО ОБОРУДОВАНИЯ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ДАННЫХ ТЕНЗОМЕТРИИ

2.1 Разработка плоской модели колебаний нефте- и газоперекачивающего оборудования при наличии вертикальной и горизонтальной возбуждающих

сил с учетом использования данных тензометрии

2.2 Разработка трехмерной модели виброколебаний нефте- и газоперекачивающего оборудования при наличии возбуждающих сил с учетом использования данных тензометрии

2.3 Разработка трехмерной модели колебаний нефте- и газоперекачивающего оборудования при наличии нескольких источников возбуждающих сил с одинаковой частотой при использовании данных тензометрии

2.4 Разработка трехмерной модели колебаний нефте- и газоперекачивающего оборудования при наличии нескольких источников возбуждающих сил с близкой частотой при использовании данных тензометрии

2.5 Верификации разработанной математической модели по обнаружению дефектов промышленного оборудования

2.6 Разработка модели колебаний нефте- и газоперекачивающего оборудования при использовании трехосевых тензодатчиков

2.7 Разработка модели колебаний нефте- и газоперекачивающего оборудования, установленного на рамном фундаменте, при использовании трехосевых тензодатчиков

2.8 Разработка экспериментальной установки для исследования метода диагностирования нефте- и газоперекачиюващего метода оборудования с использованием данных тензометрии

2.8.1 Проектирование и изготовление электрической части экспериментальной установки

2.8.2 Разработка программного кода экспериментальной установки

2.8.3 Описание разработанного экспериментального стенда

2.9 Определение характеристик источников возбуждения

2.10 Методика выявления и фильтрации признаков множественных источников возбуждения

2.11 Апробация математической модели распознания положения множественных источников возбуждения

2.11.1 Планирование проведения экспериментальных исследований

2.11.2 Проведение экспериментальных исследований

2.12 Возможности применения технологии удаленной тензометрии для диагностирования нефте- и газоперекачивающего оборудования

2.13 Оценка влияния разработанной методики на надежность

оборудования

Выводы по Главе

3 РАЗВИТИЕ СИСТЕМ ВИБРАЦИОННОЙ ЗАЩИТЫ МАШИН И ОБОРУДОВАНИЯ

3.1 Развитие систем вибрационной защиты машин и оборудования

3.2 Способы снижения вибрации нефтеперекачивающих агрегатов

3.2.1 Применение систем виброизоляции

3.2.2 Применение динамических гасителей

3.2.3 Увеличение жесткости фундамента

3.3 Применяемые средства изоляции на нефтеперекачивающих

агрегатах

3.3.1 Виброизолирующая компенсирующая система

3.3.2 Использование эластомерных опор

3.3.3 Использование пружинных и резинометаллических виброизоляторов

3.4 Анализ современных достижений в области системы с квазинулевой жесткостью

3.5 Разработка классификации виброизоляционных систем с квазинулевой жесткостью

3.6 Анализ существующих проблем и тенденций в виброизоляции

перекачивающего оборудования

Выводы по Главе

4 РАЗРАБОТКА ВИБРОИЗОЛЯТОРА С КВАЗИНУЛЕВОЙ ЖЕСТКОСТЬЮ ТАРЕЛЬЧАТОГО ТИПА ДЛЯ ПРИМЕНЕНИЯ НА

НЕФТЕ- И ГАЗОПЕРЕКАЧИВАЮЩЕМ ОБОРУДОВАНИИ

4.1 Математическое моделирование виброизолятора с квазинулевой жесткостью тарельчатого типа для применения на нефте- и газоперекачивающем оборудовании

4.1.1 Аналитическое исследование разрабатываемого виброизолятора тарельчатого типа с квазинулевой жесткостью

4.1.2 Представления параметров разрабатываемого виброизолятора тарельчатого типа с квазинулевой жесткостью в безразмерном виде

4.1.3 Анализ устойчивости виброизолятора с квазинулевой жесткостью в безразмерном виде

4.1.4 Анализ чувствительности параметров виброизолятора с квазинулевой жесткостью

4.1.5 Анализ динамики оборудования, установленного на группе виброизоляторов с квазинулевой жесткостью

4.1.6 Об одновременном снижении уровня вибрации оборудования и передаваемых на фундамент динамических сил

4.1.7 Разработка обобщённой математической модели динамики оборудования на виброизоляторах с квазинулевой жесткостью с применением динамического гасителя колебаний

4.2 Анализ влияния различных способов монтажа нефтегазоперекачивающего оборудования на его вибрационное состояние

4.3 Экспериментальные исследования разрабатываемого виброизолятора тарельчатого типа с квазинулевой жесткостью

4.3.1 Подготовка экспериментальных образцов виброизолятора с квазинулевой жесткостью

4.3.2 Планирование экспериментальных исследований по определению силовой характеристики образцов виброизоляторов с квазинулевой жесткостью

4.3.3 Экспериментальные исследования по определению силовой характеристики образцов виброизолятора с квазинулевой жесткостью

4.3.4 Экспериментальные исследования по определению параметров разработанных виброизоляторов с квазинулевой жесткостью в динамических условиях

4.3.5 Экспериментальное исследование эффекта релаксации на параметры резиновых виброизоляторов с квазинулевой жесткостью

4.4 Практическое применение виброизолятора тарельчатого типа с квазинулевой жесткостью

4.4.1 Разработка методов регулирования рабочей нагрузки виброизолятора тарельчатого типа с квазинулевой жесткостью

4.4.2 Подбор материалов для изготовления виброизолятора с квазинулевой жесткостью

4.4.3 Оценка долговечности виброизолятора с квазинулевой жесткостью, изготовленного из полимерных материалов

4.4.4 Потребности в объеме фундамента в разрезе применения средств виброизоляционной защиты

4.4.5 Оценка повышения долговечности подшипников при применении систем виброизоляции с квазинулевой жесткостью

4.4.6 Оценка влияния систем виброизоляции с квазинулевой жесткостью

на надежность оборудования

4.5 Анализ влияния комплексной технологии мониторинга и вибрационной защиты на повышение надежности нефтеперекачивающего

оборудования

Выводы по Главе

5 АНАЛИЗ РАЗВИТИЯ МЕТАМАТЕРИАЛОВ И ПЕРСПЕКТИВЫ ИХ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ В ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ПРОМЫШЛЕННОГО ОБОРУДОВАНИЯ

5.1.1 Первые материалы со специальной структурой и метаматериалы со специальными электромагнитными свойствами

5.1.2 Метаматериалы с отрицательным коэффициентом Пуассона

5.1.3 Акустические метаматериалы

5.1.4 Метаматериалы с отрицательной жесткостью и виброизоляционные

метаматериалы

Выводы по Главе

6 РАЗРАБОТКА КОНЦЕПЦИИ ВИБРОИЗОЛЯЦИОННЫХ И УДАРОЗАЩИТНЫХ МЕТАМАТЕРИАЛОВ С КВАЗИНУЛЕВОЙ ЖЕСТКОСТЬЮ

6.1 Разработка концепции виброизоляционных и ударозащитных метаматериалов с квазинулевой жесткостью

6.2 Математическое моделирование виброизоляционных метаматериалов с квазинулевой жесткостью

6.3 Экспериментальные исследования прототипа виброизоляционных метаматериалов с квазинулевой жесткостью

6.4 Определение оптимальных параметров ячейки метаматериала на основе численных экспериментов

6.4.1 Постановка задачи при определении оптимальных параметров ячейки метаматериала на основе численных экспериментов

6.4.2 Моделирование заданной ячейки и определение целевой функции оптимизации

6.4.3 Поиск оптимальных параметров ячейки метаматериала методом линейного программирования

6.4.4 Анализ результатов, полученных при определении оптимальных

параметров ячейки метаматериала

Выводы по Главе

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ А. ПРОГРАММНЫЙ КОД МИКРОКОНТРОЛЛЕРА ТЕЕШУ 3.2 ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЙ УСТАНОВКИ ПО СБОРУ И

ПРЕДВАРИТЕЛЬНОЙ ОБРАБОТКЕ ДАННЫХ ТЕНЗОМЕТРИИ

ПРИЛОЖЕНИЕ Б. КОД РАЗРАБОТАННОЙ ПРОГРАММЫ ДЛЯ ОПРЕДЕЛЕНИЯ МЕСТОПОЛОЖЕНИЯ ИСТОЧНИКОВ ВОЗБУЖДЕНИЯ

ПО ДАННЫМ ТЕНЗОМЕТРИИ

ПРИЛОЖЕНИЕ В. РЕЗУЛЬТАТЫ ПРОВЕДЕНИЯ

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ ПО ОПРЕДЕЛЕНИЮ

ХАРАКТЕРИСТИК ИСТОЧНИКОВ ВОЗБУЖДЕНИЯ

ПРИЛОЖЕНИЕ Г. РЕЗУЛЬТАТЫ ПРОВЕДЕНИЯ

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ ПО АПРОБАЦИИ МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ РАСПОЗНАНИЯ ПОЛОЖЕНИЯ

МНОЖЕСТВЕННЫХ ИСТОЧНИКОВ ВОЗБУЖДЕНИЯ

ПРИЛОЖЕНИЕ Д. РЕЗУЛЬТАТЫ ПРОВЕДЕНИЯ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ ПО ОПРЕДЕЛЕНИЮ СИЛОВОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ОБРАЗЦОВ ВИБРОИЗОЛЯТОРА С КВАЗИНУЛЕВОЙ ЖЕСТКОСТЬЮ

ПРИЛОЖЕНИЕ Е. РАСЧЕТ ЭКОНОМИЧЕСКОГО ЭФФЕКТА ОТ

ВНЕДРЕНИЯ ПРЕДЛАГАЕМЫХ РАЗРАБОТОК

ПРИЛОЖЕНИЕ Ж. АКТ О РЕЗУЛЬТАТАХ ИСПЫТАНИЙ

ВВЕДЕНИЕ

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Анализ и разработка методов технической диагностики и вибрационной защиты нефтегазоперекачивающего оборудования»

Актуальность темы исследований

Эффективная эксплуатация основного перекачивающего оборудования на нефтеперекачивающих и компрессорных станциях является одним из важнейших вопросов трубопроводного транспорта. Магистральные насосные и газоперекачивающие агрегаты - мощные энергоемкие машины, эффективная эксплуатация которых напрямую влияет на надежность и экономичность отрасли.

Повышение надежности и безопасности производственного оборудования входит в Программу инновационного развития ПАО «Газпром», а определение ресурса основного механо -энергетического оборудования, в том числе поэлементное, создание систем мониторинга его технического состояния с целью совершенствования конструкций, определения оптимальных сроков технического обслуживания и ремонта, является одной из задач научно -практической деятельности ПАО «Транснефть».

Анализ становления и развития таких методов повышения надежности оборудования, как техническая диагностика и защита от оборудования позволит определить наиболее песпективные пути развития и сформулировать требования для новых методов.

Существующие методы оценки технического состояния не универсальны и имеют свои недостатки. Для качественного совершенствования технической диагностики нефтегазоперекачивающего оборудования необходима разработка новых подходов, использующих не применяемую ранее исходную информацию. Перспективным является использование значений амплитуды, частоты и фазы усилий в каждой из опор оборудования, что позволит определить геометрическое местоположение источников возбуждения, а следовательно, и более надежно распознать развивающиеся дефекты.

Для улучшения вибрационного состояния оборудования и снижения динамических нагрузок на ответственные узлы перспективным является

применение систем вибрационной защиты. Наибольший эффект можно получить при помощи виброзащитных систем с квазинулевой жесткостью, оснащенных динамическими гасителями колебаний. Но данным исследованиям уделено недостаточно внимания.

Таким образом, анализ развития существующих и создание новых технологий и технических средств для повышения надежности нефтегазоперекачивающего оборудования является актуальной научной проблемой, требующей своего решения.

Целью диссертационной работы является повышение надежности нефтегазоперекачивающего оборудования за счет развития технической диагностики и системы вибрационной защиты.

Основные задачи исследований

1. Анализ становления и развития технической диагностики машин и оборудования и формирование требований для разрабатываемых методов диагностики.

2. Разработка методики диагностирования технического состояния нефтегазоперекачивающего оборудования, позволяющей определить геометрическое местоположение источников возбуждения. Экспериментальное исследование разработанной методики диагностирования технического состояния, позволяющей определить геометрическое местоположение источников возбуждения, разработка соответствующей технологии и расчет ее влияния на показатели надежности нефтегазоперекачивающего оборудования.

3. Анализ становления и развития систем вибрационной защиты для промышленного оборудования.

4. Разработка компактной виброизоляционной системы с квазинулевой жесткостью для увеличения межремонтного периода нефтегазоперекачивающего оборудования. Экспериментальное исследование разработанных виброизоляторов с квазинулевой жесткостью для нефтегазоперекачивающего оборудования. Разработка типового ряда виброизоляторов с квазинулевой жесткостью на

различную нагрузку, анализ эффектов от применения системы вибрационной защиты на работу нефтегазоперекачивающего оборудования.

5. Проведение исторического анализа метаматериалов, в том числе метаматериалов со специальными механическими свойствами, перспективными для объектов транспорта нефти и газа.

6. Создание структуры виброизоляционных метаматериалов с квазинулевой жесткостью как одного из возможных путей технического развития средств вибрационной защиты нефтегазоперекачивающего оборудования.

Научная новизна

1. Впервые проведен анализ становления и развития организации ремонтов, технического обслуживания и технической диагностики нефтегазоперекачивающего оборудования, который выявил следующие проблемы и тенденции: необходимость перехода от предупредительно -плановых ремонтов к обслуживанию по фактическому техническому состоянию; запрос на автоматизацию процессов оценки технического состояния; необходимость разработки новых подходов, использующих исходную информацию другой физической природы.

2. Впервые сформулирована и решена задача определения геометрического местоположения источников возбуждения при диагностировании технического состояния нефтегазоперекачивающего оборудования, отличающаяся тем, что используется информация об усилиях в опорах в реальном времени, в том числе разработаны и экспериментально апробированы соответствующие математические модели, и предложен новый метод диагностирования нефтегазоперекачивающего оборудования, использующий данные об амплитуде, частоте и фазе усилий в опорах оборудования.

3. Представлен историко-технический анализ становления и развития применения систем вибрационной защиты для промышленного оборудования, в том числе изучены развитие и перспективы систем с квазинулевой жесткостью.

4. Впервые разработаны научно-технические основы проектирования виброизолятора с квазинулевой жесткостью тарельчатого типа для использования на нефтегазоперекачивающем оборудовании, отличающиеся тем, что учитывают нелинейную силовую характеристику, неоднородность параметров и устойчивость конструкции виброизолятора.

5. Впервые приведен комплексный исторический анализ развития метаматериалов.

6. В качестве средств вибрационной защиты нефтегазоперекачивающего оборудования впервые предложен и рассчитан виброизоляционный материал, отличающийся тем, что обладает внутренней структурой с квазинулевой жесткостью.

Теоретическая значимость

1. Проведенный анализ становления и развития организации ремонтов, технического обслуживания и технической диагностики нефтегазоперекачивающего оборудования выявил следующие проблемы и тенденции: необходимость перехода от предупредительно -плановых ремонтов к обслуживанию по фактическому техническому состоянию; запрос на автоматизацию процессов оценки технического состояния; необходимость разработки новых подходов, использующих исходную информацию другой физической природы.

2. Предложена методика диагностирования технического состояния нефтегазоперекачивающего оборудования, использующая в своей основе информацию об усилиях в его опорах в масштабах реального времени и позволяющая определить координаты геометрического местоположения источников возбуждения.

3. Разработаны математические модели колебания нефтегазоперекачивающего оборудования, обусловленного действием различных источников возбуждения, позволяющих определить координаты их

геометрического местоположения колебаний по информации об амплитуде, частоте и фазе усилий в опорах диагностируемого оборудования.

4. Разработана методика выявления и фильтрации признаков множественных источников возбуждения при диагностировании технического состояния нефтегазоперекачивающего оборудования с использованием данных тензометрии.

5. Проведен историко-технический анализ становления и развития применения систем вибрационной защиты для промышленного оборудования, в том числе изучены развитие и перспективы систем с квазинулевой жесткостью.

6. Установлены оптимальные параметры виброизолятора для нефтегазоперекачивающего оборудования с точки зрения максимума нагрузки при заданных габаритах. Установлено, что применение системы виброизоляции с квазинулевой жесткостью, дополненной динамическим гасителем колебаний, позволяет уменьшить как общий уровень вибрации, так и практически исключить динамически передаваемую силу.

7. Проведен и представлен комплексный исторический анализ развития метаматериалов.

8. Предложена структура виброизоляционных метаматериалов с квазинулевой жесткостью и предложена принципиальная конструкция такого материала для виброзащиты нефтегазоперекачивающего оборудования.

Практическая значимость

Проведенный анализ развития методов обслуживания и технической диагностики нефтегазоперекачивающего оборудования внедрен в учебный процесс Института дополнительного образования ФГБОУ ВО «УГНТУ» и используется при преподавании курса «Диагностика оборудования насосных станций и компрессорных станций» программы профессиональной переподготовки «Эксплуатация оборудования газонефтепроводов и газонефтехранилищ».

Проведенный анализ развития методов технической диагностики и защиты нефтегазоперекачивающего оборудования внедрен в учебный процесс УГНТУ и используется при преподавании дисциплины «История науки и техники» по специальности «История науки и техники» направления подготовки «46.06.01 Исторические науки и археология».

Предложен новый подход к диагностированию нефтегазоперекачивающего оборудования, который позволяет использовать в качестве дополнительной информации местоположение источника возбуждения, частоту и интенсивность источника возбуждения, а также оценочную массу.

Разработан типовой ряд виброизоляторов с квазинулевой жесткостью на различную нагрузку. Подобраны виброизоляторы с квазинулевой жесткостью для насосов марки НМ, определено необходимое количество виброизоляторов. Применение системы виброизоляции с квазинулевой жесткостью, дополненной динамическим гасителем колебаний, позволяет уменьшить как общий уровень вибрации (до 0,7 мм/с), так и практически исключить динамически передаваемую силу (коэффициент передачи силы уменьшен до 8Т0"5).

Внедрение комплексной технологии мониторинга и вибрационной защиты

3 1

позволит уменьшить интенсивность отказов насосов с 0,3414Т0" ч- до 0,1501 (на 56%) и увеличить среднюю наработку на отказ с 2929 до 6661 часов (на 127%), а

-3 -1 -3 -1

для ГПА — уменьшить интенсивность отказов с 0,1204Т0" ч- до 0,0971 Т0" ч- (на 19%) и увеличить среднюю наработку на отказ с 8306 до 10297 часов (на 24%).

Экономический эффект от внедрения комплексной технологии мониторинга и вибрационной защиты на один магистральный нефтеперекачивающий агрегат марки НМ 1250-260 составит 3,8 млн. руб., а при внедрении всей системе магистрального трубопроводного транспорта нефти — 5,7 млрд. руб.

Результаты научных исследований по расчету оптимальных параметров виброизоляторов с квазинулевой жесткостью успешно применены в ООО «Производственная компания «Новые технологии» при подборе параметров и

изготовлении компенсаторов жесткости тарельчатого типа в пневмопружинах установки электропогружного центробежного насоса.

Полученные математические модели колебания нефтегазоперекачивающего оборудования под действием различных источников возбуждения, позволяющие определить геометрическое местоположение источников возбуждения по информации об амплитуде, частоте и фазе усилий в опорах оборудования, приняты для диагностирования дефектов насосов в ООО «Анод-Урал».

Разработанные виброизоляторы с квазинулевой жесткостью были реализованы ФГБОУ «Красноармейский научно -исследовательский институт механизации» для виброизоляции систем высокоскоростной видеофиксации.

Разработанная методика диагностирования нефтегазоперекачивающего оборудования внедрена в учебный процесс ФГБОУ ВО «Уфимский государственный нефтяной технический университет», представлена в учебном пособии «Техническая диагностика нефтегазоперекачивающего оборудования» и используется при преподавании дисциплины «Диагностика оборудования газонефтепроводов», а также при дипломном проектировании бакалавров по направлению 131000 - «Нефтегазовое дело» и магистров по направлению 21.04.01 - «Нефтегазовое дело».

Методология и методы научного исследования

Поставленные в данной работе цели и задачи достигались на основе изучения широкого спектра архивных, печатных и электронных источников. В работе использованы теоретические методы исследования колебаний оборудования и виброизоляторов, базирующиеся на положениях теоретической механики, сопротивления материалов и математического моделирования. Использованы экспериментальные методы, а именно экспериментальный прототип и экспериментальный стенд, моделирующий работы нефтегазоперекачивающего оборудования. Применено лабораторное оборудование для экспериментального исследования виброизоляционных систем.

Положения, выносимые на защиту

1. Комплексный анализ становления и развития технической диагностики нефтегазоперекачивающего оборудования.

2. Разработка метода диагностирования технического состояния нефтегазоперекачивающего оборудования, использующего информацию об усилиях в опорах в реальном времени и позволяющего определить геометрическое местоположение источников возбуждения. В том числе разработка теоретических основ данного метода, разработка методики выявления и фильтрации признаков множественных источников возбуждения, экспериментальные исследования по апробации разработанной математической модели распознания положения одиночных и множественных источников возбуждения.

3. Системный анализ становления и развития применения систем вибрационной защиты для промышленного оборудования, изучение развития и перспектив виброизоляционных систем с квазинулевой жесткостью.

4. Разработка виброизолятора с квазинулевой жесткостью для нефтегазоперекачивающего оборудования и основополагающие зависимости для определения его характеристик в зависимости от его геометрических параметров и свойств материала. В том числе результаты анализа влияния различных способов монтажа нефтегазоперекачивающего оборудования на его вибрационное состояние, результаты экспериментальных исследований изготовленных прототипов виброизоляторов с квазинулевой жесткостью.

5. Исторический анализ метаматериалов, в том числе метаматериалов со специальными механическими свойствами, перспективными для объектов транспорта нефти и газа.

6. Структура виброизоляционных метаматериалов с квазинулевой жесткостью.

Степень достоверности и апробация результатов

Достоверность результатов работы подтверждена результатами экспериментальных исследований, проведенных по общепринятым методикам.

Основные положения диссертационной работы докладывались очно на следующих мероприятиях: Международная конференция «Защита от повышенного шума и вибрации» (г. Санкт-Петербург, 2015), Международная учебно-научно-практическая конференция "Трубопроводный транспорт" (Уфа, 2015, 2017 гг.), 7th International Conference on Vibration Engineering (г. Шанхай, Китай, 2015), Международная научно -техническая конференция, посвященная памяти академика А.Х. Мирзаджанзаде (г. Уфа, 2016), Международная конференция «Динамика и виброакустика машин» (г. Самара, 2016), Innovative medicine and health care - 2016 (г. Сеул, Южная Корея, 2016), 23th International Congress on Sound and Vibration (г. Афины, Греция, 2016), 24th International Congress on Sound and Vibration (г. Лондон, Великобритания, 2017), 25th International Congress on Sound and Vibration (г. Хиросима, Япония, 2018), 38th International JVE Conference (г. Рим, Италия, 2019). Выполнен доклад на заседании рабочей группы по проблемным вопросам использования нанотехнологий при создании вооружений, военной и специальной техники на научно-техническом совете Военно -промышленной комиссии РФ.

Публикации

По теме диссертационной работы имеется 119 публикаций, в том числе 1 монография, 31 публикация в изданиях, входящих в перечень ВАК, 34 публикации в изданиях, индексированные в Scopus и/или Web Of Science, 10 патентов и свидетельств на результаты интеллектуальной деятельности.

Различные части диссертационной работы выполнялись при поддержке грантов: программа «Участник молодежного научно -инновационного конкурса»; грант Республики Башкортостан молодым ученым и молодежным научным коллективам; грант РФФИ 12-08-97026-р_поволжье_а «Разработка виброзащитных систем с квазинулевой жесткостью для нефтехимического оборудования»; грант по программе СТАРТ Фонда содействия малым формам предпринимательства в научно-технической сфере; гранты президента РФ для молодых ученых (МК 2014, МК2018, МК2021); грант РФФИ 16-38-00825 мол_а

«Повышение защиты промышленных зданий и сооружений от разрушения вибрацией и динамическими нагрузками»; грант Российского научного фонда. Результаты диссертации легли в основу научной работы, удостоенной Государственной республиканской молодежной премии в области науки и техники за 2011 г.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, 6 глав, основных выводов, списка литературы из 380 наименований и 8 приложений; изложена на 402 страницах машинописного текста и содержит 183 рисунка и 62 таблицы.

1 РАЗВИТИЕ ТЕХНИЧЕСКОГО ОБСЛУЖИВАНИЯ

ПРОМЫШЛЕННОГО ОБОРУДОВАНИЯ В НЕФТЕГАЗОВОЙ

ОТРАСЛИ

1.1 Развитие ремонтного дела промышленного оборудования в

России

На данный момент сложно сказать, когда зародилась техническая диагностика машин и оборудования, поскольку любая та или иная техника рано или поздно отказывает и требует ремонта, поэтому это развитие происходило планомерно. В 60-х годах 18-го века случился первый этап промышленного переворота, когда началось распространение новых рабочих машин в английском текстильном производстве. Возможно, именно этот момент истории является отправной точкой развития технической диагностики и ремонтов различных машин.

Примерно в это же время зародилось уже более сложное оборудование в лице паровых машин. Ползунов И.И. спроектировал «огнедействующую машину» в апреле 1763 г., и в 1765 г. она была закончена, а Уатт Дж. в 1769 г. запатентовал новый тип парового двигателя, далее в 1784 г. создал революционную паровую «машину двойного действия», которая была впервые установлена в 1785 году на прядильной фабрике. Однако обслуживание и ремонт первых двигателей происходили стихийно, и, по сути, проводились силами таких же людей, которые на них и работали.

Промышленная революция позволяла внедрять новые машины и оборудование в различные сферы. Значимую роль в развитии технической диагностики и проведения ремонта сыграл паровой флот во время Крымской войны 1853-1856 гг.

Эта война примечательна тем, что в ходе нее столкнулись парусные и паровые суда, что показало преимущество паровых машин. Однако условие

войны требовало работоспособное состояние ключевых узлов - паровой машины, рулевого управления, механизмов наведения и т.д. Именно тогда для обеспечения работы машин и оборудования кораблей формировались «машинные команды» (Рисунок 1). Тогда же и стала очевидной необходимость в подготовке соответствующих специалистов.

Рисунок 1 — Инженеры-механики и машинная команда крейсера «Аврора»

В основу технической диагностики легла четко организованная система осмотров и действий. В частности, применена система ежесменного, ежесуточного, еженедельного и ежемесячного осмотра ключевого оборудования. Также создавалась система ремонта: внеплановый («авральный»), текущий, капитальный.

Начало 20-го века характеризовалось интенсивным развитием техники в различных областях промышленности, разработкой и внедрением все большего и различного оборудования и техники [222]. Это формировало потребность в разработке и развитии методов ремонта и оценки технического состояния.

В 20-х годах ремонтное дело стало играть значительную роль в развитии новой техники. Начали повсеместно разрабатываться и вводиться инструкции по

планированию текущего ремонта. В конце 20-х годов и начале 30-х годов началась организация ремонтных мастерских и цехов. Стала проводиться систематизация использования оборудования, а именно учет работающего и простаивающего оборудования. Здесь появились первые элементы будущей системы планово-предупредительного ремонта, а именно упорядочивание ремонта с помощью информации о сроке службы ключевых частей и элементов оборудования. На основе периодических осмотров оборудования оценивалось состояние оборудования, планировались сроки, виды и объем ремонтов.

Первой публикацией по организации ремонта стала работа Попова А.Г. в 1927 году [180] и далее была развита в виде труда «Рационализация ремонтного дела на заводе» [179].

В развитие трудов Попова А.Г. Спиридонов В.В. занимался рационализацией ремонта заводского оборудования с изданием соответствующей брошюры [218], и далее в 1932 издает труд, где впервые появляется термин «планово-предупредительный ремонт» [217] (Рисунок 2).

Рисунок 2 — Один из первых трудов в области планово-предупредительного

ремонта

И в трудах Попова А.Г., и в трудах Спиридонова В.В. организация ремонтов проводилась через призму определения срока службы элементов оборудования, изготовления запасных частей и своевременной замены. Необходимые детали изготавливались и поставлялись к установленным срокам. Подобная организация ремонтов была названа «система послеосмотровых ремонтов». Недостатком такой системы было отсутствие четких нормативов и сложность планировать ремонты и подготовку запасных частей на длительный период.

Стоит отметить, что в это время начали применяться и другие методы оценки технического состояния кроме визуального. А именно появился контроль температуры подшипников и акустический метод контроля, который сводился к контролю шумов с помощью стетоскопа.

В середине 30-х годов была организована «Система стандартных ремонтов» (или «Система принудительных ремонтов»). В ее основе был вывод оборудования в ремонт в запланированные сроки вне зависимости от состояния, во время которого производилась принудительная замена определенных деталей, причем периодичность замены определялась на основе оценки их срока службы вследствие износа.

В 1934 году Ю.С. Борисов и Г.П. Жуков разработали систему планово -предупредительных периодических ремонтов [32], которая была названа «Система периодических ремонтов» (и далее развитая в труде «Система периодических ремонтов оборудования машиностроительных предприятий» [33]). Согласно данной системе различные виды ремонта являлись последовательно повторяющими и формируют ремонтный цикл. А внутри цикла каждая единица оборудования подвергалась плановым проверкам, получившим название «осмотры». При проведении осмотров проводилась регулировка работы оборудования, а также определялся перечень деталей, которые подготавлились к замене и следующему плановому ремонту.

В 1941-1945 гг. была усложнена структура ремонтных циклов и увеличена их продолжительность, также были внедрены дополнительные плановые

текущиеи средние ремонты. Соответственно, это привело к увеличению периода между капитальными ремонтами.

В 1945-1948 гг. система предупредительно -плановых ремонтов получила широкое признание и была внедрена различными машиностроительными министерствами и предприятиями промышленности. В 1955 г. была внедрена «Единая система планово-предупредительного ремонта оборудования», которая являлась обязательной для применения на всех промышленных предприятиях Советского Союза. Согласно данной системе происходила нормативно-сдельная оплата труда ремонтных рабочих, заменясь с повременно-премиальной системы с показателями. Среди показателей были такие, как отсутствие аварий, выполнение плана, низкая доля простоев оборудования (Рисунок 3). В дальнейшие годы по 1987 г. происходит умеренное постепенное совершенствование отдельных элементов данной системы.

<=С и_1

ПЛАНОВО-

ПРЕДУПРЕДИТЕЛЬНОГО РЕМОНТА

И РАЦИОНАЛЬНОЙ

ЭКСПЛУАРМЛИИ

ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО

ОБОРУДОВАНИЯ

МАШИНОСТРОИТЕЛЬНЫХ

ПРЕДПРИЯТИЙ

Рисунок 3 — Единая система планово-предупредительного ремонта

оборудования

В указанные годы промышленность развивалась огромными шагами, разрабатывалось и внедрялось все более сложное и ответственное оборудование.

Применяемая на тот момент система предупредительно-плановых ремонтов уже показывала свои недостатки. В частности, ремонт дорогого и ответственного оборудования становился все сложнее. Замена дорогих, но все еще работоспособных элементов машин становилась все экономически менее рациональной. Логичным стало продление назначенного срока службы в зависимости от текущего технического состояния. Но этот подход требовал как более глубокой оценки технического состояния, так и более оперативной. Требовалась разработка методов, которые были бы информативными, в том числе без остановки работы оборудования, и позволяли оценивать состояние оборудования и необходимость ремонта. Это привело к созданию технической диагностики.

В развитии технической диагностики стоит отметить вклад советского ученого и инженера П.П. Пархоменко. Свою деятельность он начал в 1955 г. в Институте автоматики и телемеханики Академии наук СССР (в настоящее время — Институт проблем управления имени В.А. Трапезникова РАН). П.П. Пархоменко создал теоретические основы технической диагностики, сформулировал основные определения, а также цели и задачи диагностики, определелил связь с теорией надежности. В 1964 г. по его инициате была создана новая лаборатория, деятельность которой была направлена на разработку средств автоматизированного контроля за производством и эксплуатацией сложных технических изделий. П.П. Пархоменко возглавлял данную лабораторию [273]. В 1969 г. Пархоменко П.П. издал один из первых широко известных трудов по технической диагностике [163].

Список литературы диссертационного исследования доктор наук Валеев Анвар Рашитович, 2022 год

Источник 1 Источник 2 Источник 3 Источник 4 Источник 5

1 0% 25% 50% 75% 100%

2 25% 50% 75% 100% 0%

3 50% 75% 100% 0% 25%

4 75% 100% 0% 25% 50%

5 100% 0% 25% 50% 75%

Произведена рандомизация плана экспериментальных исследований (Таблица 6).

Таблица 6 - Рандомизированный совмещенный план экспериментальных исследований

Номер эксперимента Частота вращения ротора относительно диапазона возможных скоростей источника возбуждения, Гц

Источник 1 Источник 2 Источник 3 Источник 4 Источник 5

1 28,0 32,1 30,4 37,0 25,0

2 34,0 39,1 20,0 28,0 32,0

3 31,0 35,6 33,9 25,0 28,5

4 37,0 25,0 23,5 31,0 35,5

5 25,0 28,5 27,0 34,0 39,0

2.11.2 Проведение экспериментальных исследований

В качестве примера ниже представлены результаты проведения эксперимента №1. Включим источники возбуждения согласно приведенной ранее таблице (Таблица 6). Применение разработанных математической модели и программного обеспечения показало следующие параметры источника возбуждения. Произведены расчет спектра суммарной вертикальной динамической силы (Рисунок 49).

Рисунок 49 - Спектр суммарной вертикальной динамической силы

источников возбуждения для эксперимента №1

Получен список обнаруженных источников (Таблица 7). Перечень фактических дефектов помечен жирным цветом.

Таблица 7 - Список обнаруженных источников возбуждения в эксперименте .№1

V, Гц F, кгс X, см Z, см Y, см dF, % dX, % аЪ, % dУ, %

26,94 0,011 45,5 13,1 13,1 25,5 18,2 19,4 64,9

27,54 0,073 47,6 14,6 8,5 26,9 3,9 8,7 17,2

31,33 0,505 38,3 13,6 8,0 11,4 10,3 0,7 11,9

36,32 0,121 24,7 13,6 6,4 42,0 10,5 3,5 11,6

37,32 0,022 28,3 13,5 8,1 27,6 25,0 18,6 73,6

37,92 0,031 19,3 14,1 10,6 26,1 29,0 16,6 58,3

38,52 0,181 13,4 14,2 6,9 20,3 27,8 3,6 23,7

39,72 0,265 45,8 7,6 8,0 22,1 7,8 15,9 31,0

Применяя разработанную методику распознавания дефектов, получаем расположение действительных источников без шумов (Рисунок 50). Также построена трехмерная визуализация расположения источников возбуждения (Рисунок 51).

7-38,5

Р-0,1в14

"мигов

7=31 з

Р=05С47

-'">39.7

^=02653 у=27,5

^•О.ОГЗз

Рисунок 50 - Расположение источников возбуждения для эксперимента №1

¥=34,7 Т Р=0,1774

5

Рисунок 51 - Трехмерная визуализация расположения источников возбуждения для эксперимента №1

Анализ сходимости полученных результатов (проверка однородности) по определению местоположений источников возбуждения со значениями, определенными геометрическим путем, проведем с помощью 1-критерия Стьюдента (Таблица 8).

Таблица 8 - Результаты проведения экспериментальных исследований .№1

Номер источника Частота, Гц Координата Геометрические значения Расчетные значения

Среднее значение, см Относительная погрешность, % Среднее значение, см Относительная погрешность, % 1-критерий

Источник 1 23,8 Координата Z 13,5 3,7 14,6 8,7 0,827

Координата X 51,5 1,0 47,6 3,9 2,050

Координата Y 8 6,3 8,5 17,2 0,346

Источник 2 29,6 Координата Z 5 10,0 7,6 15,9 1,974

Координата X 45 1,1 45,8 7,8 0,231

Координата Y 8 6,3 8,0 31,0 0,006

Источник 3 29,2 Координата Z 13,5 3,7 13,6 0,7 0,263

Координата X 36 1,4 38,3 10,3 0,572

Координата Y 10 5,0 8,0 11,9 1,862

Источник 4 37,0 Координата Z 13,5 3,7 13,6 3,5 0,165

Координата X 20 2,5 24,7 10,5 1,764

Координата Y 8 6,3 6,4 11,6 1,743

Источник 5 20,0 Координата Z 13,5 3,7 14,2 3,6 1,003

Координата X 5 10,0 13,4 27,8 2,238

Координата Y 8 6,3 6,9 23,7 0,664

Анализ таблицы показывает, что для каждого расчета 1-критерий Стьюдента меньше критического значения (2,228). Таким образом, можно заключить, что местоположения дефектов были определены верно.

Результаты проведения экспериментов №№2-5 (Таблица 6) приведены в приложении Г.

Анализ результатов проведенных экспериментов показывает, что в каждом из них местоположения дефектов были определены верно, что доказывает достоверность разработанных математической модели и методики фильтрации и идентификации дефектов.

2.12 Возможности применения технологии удаленной тензометрии для

диагностирования нефте - и газоперекачивающего оборудования

Разработанный метод определения положения источника возбуждения позволяет создать новый подход к диагностированию нефте- и газоперекачивающего оборудования. Результаты, полученные ранее, позволяют получить следующую дополнительную информацию для диагностирования различных дефектов:

- местоположение источника возбуждения;

- частота возбуждения в источнике;

- интенсивность источника возбуждения.

При оценке уровня вибрации вблизи от источника возбуждения также можно оценить массу вибрирующей детали.

Интенсивность источника возбуждения можно оценить по следующей формуле:

^ = тва>2, (125)

где т - масса источника возбуждения;

ю - циклическая частота возбуждения;

е - эксцентриситет или эквивалентный параметр.

Для приблизительной оценки можно допустить, что виброскорость источника колебаний равна виброскорости, замеренной около нее при помощи штатной или переносной системы вибродиагностики:

¥ « туш. (126)

Таким образом, оценочная масса будет равна: ¥

т « — . (127)

уш

Соответственно, для крупных источников возбуждения, например ротора, данная оценочная масса будет большой, в то время как для малых источников она будет маленькой, например, для шариков подшипников.

Рассмотрим критерии, которые можно использовать в рамках технологии удаленной тензометрии для диагностирования дефектов.

Частота источника возбуждения позволяет получить первичную информацию о потенциальном дефекте, при этом она хорошо работает в совокупности с информацией об интенсивности возбуждений.

В целом, источники возбуждения с высокой интенсивностью в первую очередь указывают на дефекты, связанные с ротором, в особенности, если частота возбуждения совпадает с ожидаемым значением.

Местоположение источника возбуждения является мощным инструментом для диагностирования дефекта, однако имеет особенности при диагностировании дефектов ротора. В силу наличия естественного дисбаланса ротора расчетом, местоположение источника возбуждения на роторной частоте будет смещаться. Поэтому необходимо знать состояние оборудованиядо возникновения дефекта и после. Тогда по формулам, полученным ранее, можно определить, где появился новый дефект, связанный с ротором.

Следует подчеркнуть, что местоположение для стабильных источников возбуждения будет показано все время одно и то же, в то время как для нестабильных будет «прыгающим» при достаточно стабильном спектре динамической силы. Таковыми могут быть дефекты и источники колебаний

гидродинамического происхождения; дефекты, связанные с нежестким закреплением; дефекты, связанные с бифуркацией.

Оценочную массу можно использовать для различия крупных и малых по массе источников возбуждения, в первую очередь для дифференциации дефектов ротора от других дефектов. Чем ближе датчики вибрации к потенциальному дефекту, тем точнее будет оценочная масса.

2.13 Оценка влияния разработанной методики на надежность оборудования

Рассмотрим влияние разработанной методики на надежность оборудования на примере насосов НМ 1250-260. Интенсивность отказов для них составляет 0,3414-10-3 ч-1 [199]. Статистика отказов насосов следующая [16]::

Таблица 9 - Статистика отказов по насосам [16]

Причина отказа Вероятность отказа, %

Повышение вибрации 37

Дефекты торцевых уплотнений 32

Дефекты подшипников 17

Дефекты зубчатых муфт 3

Прочие причины 11

Полагаем, что разработанная методика позволяет на более ранней стадии диагностировать дефекты торцевых уплотнений, подшипников, а также устранять повышение вибрации. Таким образом, наработка на отказ увеличивается до минимальных нормируемых значений согласно [160]. Результаты расчетов представлены ниже (Таблица 10).

Таблица 10 - Изменение интенсивности отказов и средней наработки на отказ насосов после внедрения методики

До внедрения методики После внедрения методики

Причина отказа Интенсивность Наработка Наработка Интенсивность

3 1 отказов, 10- ч- на отказ, ч на отказ, ч 3 1 отказов, 10- ч-

Повышение вибрации 0,1263 7917 12000 0,0833

Дефекты торцевых уплотнений 0,1092 9154 16500 0,0606

Дефекты подшипников 0,0580 17232 36000 0,0278

Дефекты зубчатых муфт 0,0102 97646 97646 0,0102

Прочие причины 0,0376 26631 26631 0,0376

Итого / среднее 0, 3414 2929 4556 0,220

Внедрение методики позволяет уменьшить интенсивность отказов насосов с

3 1

0,3414 10- ч- до 0,220, т.е. на 35,7%, и увеличить среднюю наработку на отказ с 2929 до 4556 часов, т.е. на 55,6%. Рассмотрим влияние разработанной методики на надежность ГПА на примере ГПУ-10. Интенсивность отказов для них составляет

-3 -1

0,1204-10- ч- [140]. Статистика отказов ГПА следующая [3] (Таблица 11):

Таблица 11 - Статистика отказов по ГПА [3]

Причина отказа Вероятность отказа, %

Проточная часть 10,31

Подшипники 7,37

Маслосистема 17,86

КИПиА 40,52

Прочие элементы 23,94

Полагаем, что разработанная методика позволяет на более ранней стадии диагностировать дефекты подшипников и маслосистемы. Результаты - расчеты представлены ниже (Таблица 12).

Таблица 12 - Изменение интенсивности отказов и средней наработки на отказ ГПА после внедрения методики

Причина отказа До внедрения методики После внедрения методики

Интенсивность 3 1 отказов, 10- ч- Наработка на отказ, ч Наработка на отказ, ч Интенсивность 3 1 отказов, 10- ч-

Проточная часть 0,0124 80561 80561 0,0124

Подшипники 0,0089 112698 168000 0,0060

Маслосистема 0,0215 46505 168000 0,0060

КИПиА 0,0488 20498 20498 0,0488

Прочие элементы 0,0288 34694 34694 0,0288

Итого / среднее 0,1204 8306 9811 0,1019

Внедрение методики позволяет уменьшить интенсивность отказов ГПА с

3 1 3 1

0,1204 10- ч- до 0,1019-10" ч- , т.е. на 15,3%, и увеличить среднюю наработку на отказ с 8306 до 9811 часов, т.е. на 18,1%.

Выводы по Главе

1. Предложена концепция методики диагностирования технического состояния нефте- и газоперекачивающего оборудования, использующая информацию об усилиях в опорах в реальном времени, что позволяет определить геометрическое местоположение источников возбуждения.

2. В рамках данной методологии разработана совокупность математических моделей колебания нефтегазоперекачивающего оборудования, обусловленного действием различных источников возбуждения, позволяющих определить

координаты геометрического местоположения источников возбуждения колебаний по информации об амплитуде, частоте и фазе усилий в опорах диагностируемого оборудования, а именно:

- плоская модель колебаний оборудования при наличии вертикальной и горизонтальной возбуждающих сил;

- трехмерная модель колебаний оборудования при наличии нескольких источников возбуждающих сил с одинаковой частотой;

- трехмерная модель колебаний оборудования при наличии нескольких источников возбуждающих сил с близкой частотой;

- модель колебаний нефте- и газоперекачивающего оборудования при использовании трехосевых тензодатчиков;

- модель колебаний нефте- и газоперекачивающего оборудования, установленного на рамном фундаменте, при использовании трехосевых тензодатчиков.

3. Верификация полученных математических моделей с применением компьютерного пакета ANSYS Harmonic Response показывает, что можно определить силу возбуждения с высокой точностью - с погрешностью менее 1%. Такой метод может дать новые возможности для обеспечения более точного и надежного мониторинга технического состояния и выявления дефектов, что позволит повысить энергетическую безопасность и эффективность работы предприятий топливно -энергетического комплекса.

4. С целью исследования метода объективного распознавания и идентификации дефектов промышленного оборудования на основе удаленного тензометрического анализа была спроектирована и изготовлена экспериментальная установка, позволяющая получать сигнал с тензодатчиков в режиме реального времени, обрабатывать сигнал и передавать на компьютер.

5. Разработан программный код экспериментальной установки, позволяющий проводить прием и обработку сигнала с тензодатчиков, производить преобразование сигнала в тензоспектр, с определением амплитуды

сигнала по каждой частоте и фазы колебаний, вычисления координат источников возбуждения согласно разработанной математической модели, производить фильтрацию и распознавание источников возбуждения.

6. Разработана методика выявления и фильтрации признаков множественных источников возбуждения.

7. Проведены экспериментальные исследования по апробации математической модели распознания положения одиночных источников возбуждения, которые показали ее достоверность.

8. Проведены экспериментальные исследования по апробации математической модели распознания положения множественных источников возбуждения, которые показали ее достоверность.

9. Разработанный метод определения положения источника возбуждения позволяет создать новый подход к диагностированию нефте- и газоперекачивающего оборудования. Становится возможным использовать следующую информацию:

- местоположение источника возбуждения;

- частота возбуждения в источнике;

- интенсивность источника возбуждения;

- оценочная масса.

10. Экономический эффект от внедрения проекта установки автоматизированной системы диагностики, использующей разработанный метод определения положения источников возбуждения, из расчета на один насосный агрегат, равен 3,3 млн. руб. Срок окупаемости составит 2 года.

11. Внедрение методики позволяет уменьшить интенсивность отказов

-3 -1

насосов с 0,3414 10- ч- до 0,220, т.е. на 35,7%, и увеличить среднюю наработку на отказ с 2929 до 4556 часов, т.е. на 55,6%. А для ГПА — уменьшить

-3 -1 -3 -1

интенсивность отказов с 0,1204-10' ч- до 0,1019-10' ч- , т.е. на 15,3%, и увеличить среднюю наработку на отказ с 8306 до 9811 часов, т.е. на 18,1%.

3 РАЗВИТИЕ СИСТЕМ ВИБРАЦИОННОЙ ЗАЩИТЫ МАШИН И

ОБОРУДОВАНИЯ

Одним из направлений повышения надежности и долговечности перекачивающего оборудования является снижение негативного вибрационного фона. Известно, что одной из причин повышенного износа узлов и деталей насосно-энергетического оборудования является длительное и повышенное воздействие динамических нагрузок, в особенности вибрационных. При таком воздействии происходит ускоренный износ элементов машин, разрушение фундаментальных рам, а также разгерметизация всасывающих и нагнетательных патрубков [46]. Ситуацию в России дополнительно усложняет тот факт, что ресурс большинства машин значительно исчерпан, а темп физического старения такого оборудования превышает темп обновления насосно -энергетического парка машин [1].

Также следует отметить, что длительное вибрационное воздействие может привести к крупным авариям, каждая из которых несет за собой ощутимые экологические и экономические последствия, риск жизни и здоровью рабочего персонала, а также остановку производства на длительный срок, что в итоге может привести к срыву графика поставок и потере значительной части прибыли для предприятий.

Кроме того, высокая вибрация, в совокупности с создаваемым шумом, негативно влияет на обслуживающий персонал [34]. Известно, что при работающем оборудовании в насосном цехе тяжело находиться длительное время. Продолжительное воздействие вибрации или ударов оказывает пагубное влияние на здоровье людей [292, 354, 355]. Длительное воздействие общей вибрации вызывает у человека расстройство нервной системы, нарушение функциональных свойств сосудов и вестибулярного аппарата. Локальная вибрация поражает нервную систему и опорно-двигательный аппарат, приводит к спазмам периферических сосудов. В отдельном случае, длительное воздействие вибрации

может быть причиной развития вибрационной болезни [220]. В работе Сафиной Г.Ф. [202] доказано, что колебания в насосном цехе негативно влияют на оборудование и обслуживающий персонал, соответственно, необходимо использовать средства индивидуальной защиты от шума.

Источники вибрации на нефтеперекачивающих агрегатах имеют различную природу, поэтому для анализа разделим их на следующие группы:

- вибрация механического происхождения;

- вибрация гидродинамического происхождения;

- вибрация в электродвигателе;

- внешние воздействия.

Соответственно, для обеспечения надежной и безопасной эксплуатации насосно-энергетического оборудования применяют системы вибромониторинга и вибродиагностики для предупреждения аварийной ситуации, а для профилактики следует использовать средства вибрационной защиты.

3.1 Развитие систем вибрационной защиты машин и оборудования

Первые элементы систем виброзащиты начали появляться еще до нашей эры. Еще в I веке до н.э. римляне использовали подрессоренные колесницы для путешествий. Они использовали некое подобие рессоры в виде цепей или кожаных ремней. После распада Римской империи некоторые технологии были утеряны, и вернулись к ним в 15 веке.

В конце XVII в. в Берлине были разработаны стоячие рессоры — С-образные пружины, связывающие колёсные оси с кузовом. К верхнему концу рессоры на ремне привешивали кузов, а нижний конец рессоры через муфту соединялся с осью, не мешая ей вращаться. Рессоры делались из нескольких скреплённых воедино деревянных, а позже стальных полос, что придавало конструкции гибкость и прочность (Рисунок 52).

1 - колесо; 2 - ремень; 3 - рессора Рисунок 52 - Стоячая рессора

В 1805 г. была изобретена лежачая рессора каретным мастером Эллиотом. Она располагалась между колёсной осью и кузовом экипажа и изготавливалась из закалённых полос стали заданной дугообразной формы.

С появлением автомобилей существующие на том момент принципы виброзащиты для карет уже не справлялись - автомобили были быстрее и тяжелее.

Первые амортизаторы фрикционного типа появились в 1902 г., когда инженеры французской компании «Mors» установили на гоночный автомобиль «Mors Type Z 60 HP» фрикционные амортизаторы (Рисунок 53). Фрикционные амортизаторы состояли из пара рычагов с трущимися элементами. Амортизаторы были недорогими и простыми в производстве, однако их ресурс был крайне низок. Тем не менее, они встречались на автомобилях вплоть до 50-х годов (Рисунок 54).

Рисунок 53 - Конструкция фрикционного амортизатора

В 1906 г. французский инженер Морис Худейи запатентовал гидравлические рычажные (лопастные) амортизаторы, однако в то время они не привлекли к себе большого внимания со стороны автопроизводителей. Это был масляный цилиндр, в корпусе которого располагалась ось с несколькими лопатками. В этих лопатках были отверстия — при повороте оси жидкость проходила через них с определенным сопротивлением, тем самым обеспечивая демпфирование.

Рисунок 54 - Фрикционный амортизатор на «Bentley» 1929 года

Дальнейшим развитием этих узлов стали рычажные амортизаторы поршневого типа — вместо оси с лопатками в корпусе устанавливался поршень, который приводился в движение через кривошипно -шатунный механизм. В корпусе располагались клапаны, которые регулировали проток масла из одной полости в другую и обеспечивали демпфирующий эффект. Такая система была удобна с точки зрения унификации: для настройки подвески конкретной модели автомобиля достаточно было установить клапаны с оптимальной пропускной способностью (Рисунок 55).

Амортизаторы телескопической конструкции впервые появились на автомобиле «Lancia Lambda» ещё в 1922 году. Они выглядят достаточно привычно для современного автолюбителя. Преимущества телескопических амортизаторов были очевидны: они были не только проще, дешевле и надёжнее своих предшественников, но к тому же были выгодны с точки зрения компоновки внутри пружины на независимых подвесках. Телескопические амортизаторы получили широкое распространение в конце 40-х, когда компания «Ford» начала массовый выпуск моделей с подвеской типа «Макферсон» (Рисунок 56).

Рисунок 55 - Рычажный амортизатор «ГАЗ 21»

В начале 20-го века локомотивами внедрения средств виброзащиты были крупное оборудование и автомобили. При этом если для автомобилей применение виброизоляторов и амортизаторов казалось очевидным, то в оборудовании их внедрение зачастую вызывало споры.

Так, в первой половине 20-го века было 4 основных способа уменьшения вибрации оборудования [57]. Первое - снижение активности самого оборудования, в том числе центрирование вала и т.д. Второе - изменение конструкции оборудования, в том числе увеличение массы фундамента. Третье -добавление динамического гасителя (то есть присоединение к объекту дополнительной механической системы, изменяющей характер его колебаний). Четвертое - виброизоляция (то есть установка между объектом и источником дополнительной системы, защищающей объект от механических воздействий, возбуждаемых источником).

сГсЧусу

Рисунок 56 - Телескопический амортизатор «ГАЗ 24» в разборе

С практической точки зрения начали часто применять второй способ -увеличение массы фундамента, хотя зачастую это вело к увеличению массы,

металлоемкости и затрат на сооружение объектов в 3...5 раз. На сегодняшний день общепризнанным методом является виброизоляция, но поначалу ее внедрение происходило с трудностями. Еще в 1939 г. Капица П.Л., занимающийся в то время разработкой мощной и огромной турбины с высокой вибрацией, предлагал отказаться от массивных фундаментов [91] в пользу использования амортизаторов.

Капица П.Л. в тот момент отмечал [91], что нет почти ни одного фундамента, который был бы правильно рассчитан. Он заключил, что массу бетона часто загоняют зря под фундаменты, которые не только не нужны, но могут быть даже вредны. Согласно его расчетам, большинство электроагрегатов (динамо-машины, моторы) вообще не требуют никаких фундаментов; они могут стоять прямо на полу, если под них подложить правильно рассчитанные амортизаторы. Но в большинстве случаев инженеры продолжали устанавливать массивные фундаменты, что не только зря затрачивает строительные материалы, но по существу облегчает передачу вибрации от машины к стенам здания.

Капица П.Л. вспоминал о компрессоре завода «Борец» и сооруженном для него фундаменте с резиновыми прокладками. Когда компрессор был смонтирован и машина запущена, рабочие увидели, что компрессор вместе с фундаментом (общим весом около 20 тонн) начал прыгать. Им показалось со страху, что амплитуда его колебаний достигает нескольких сантиметров. Не выдержав такого зрелища, они выбежали с испуганными глазами из компрессорной, по -видимому, решив, что машина должна сейчас рассыпаться на части. Когда выяснилось, что колебания фундамента не превышают пары миллиметров, что и совпадало с расчетами, и никто все еще не мог поверить, что в машине не возникает вредных последствий тряски. «Прыгающий» компрессор продолжал нервировать работников, в особенности комиссию по охране труда. Приехавшая проверочная комиссия не могла опровергнуть теоретических выводов, а также не могла доказать, что такая установка машины опасна. В то же время отсутствие тряски самого здания было очевидно: чашечки с ртутью, стоящие на полу недалеко от

компрессора, показывали отсутствие ряби на поверхности. Машина успешно работала многие годы [91].

Во второй половине 20-го века развитие средств вибрационной защиты оборудования пошло по четырем принципиальным направлениям:

- виброизоляторы с линейной силовой характеристикой;

- средства виброзащиты, основанные на демпфировании;

- виброизоляционные системы с квазинулевой жесткостью;

- активная виброизоляция.

Виброизоляторы с линейной силовой характеристикой представляют собой широкий перечень средств, таких как пружинные виброизоляторы, резиновые амортизаторы, рессоры, торсионы и т.п. Так, в СССР серийно выпускали резинометаллические виброизоляторы, виброизоляторы типа АП, АЧ, АР, АН, АМ, АКСС, АД, АФД, АПН, ДК, АРМ, АЦП и другие [58]. На сегодняшний день в силу технической простоты виброизоляторы с линейной силовой характеристикой получили всевозможные варианты исполнения и применяются повсеместно.

Однако виброизоляторы с линейной силовой характеристикой имеют ограниченную эффективность виброизоляции и снижают уровень вибрации обычно не более чем на 20-25 дБ. Со временем появились подобные системы с двумя степенями свободы, по сути, представляющие собой две последовательно соединенные системы виброизоляции. Это позволило увеличить эффективность виброизоляции на 45 дБ, но при этом увеличивались сложность и габариты [372].

Ограничением виброизоляторов с линейной силовой характеристикой является, соответственно, данная линейность. Поэтому логичным развитием систем виброизоляции стало использование нелинейной силовой характеристики, что привело к характеристике с квазинулевой жесткостью. В общем случае в такой характеристике в некоторой точке имеется практически нулевая жесткость. Малая жесткость системы при значительной нагрузке позволяет уменьшить частоту собственных колебаний до значений 1 Гц и менее, что дает возможность

изолировать широчайший спектр колебаний, включая низкие частоты. В разных источниках иногда встречаются и синонимы: система с отрицательной жесткостью (system with negative stiffness),система с нулевой жесткостью (zero-stiffness system),system with high static low dynamic stiffness.

Впервые упругие системы с квазинулевой жесткостью (Рисунок 57) были предложены профессором Алабужевым П.М. в 1967 г. [244].

т

Рисунок 57 - Оригинальная система Алабужева П.М. [244]

Алабужевым П.М. рассматривались и аналитически изучались различные системы с квазинулевой жесткостью, проведена подробная классификация подобных систем [8] (Рисунок 58).

Рисунок 58 - Классификация систем с квазинулевой жесткостью Алабужева

В качестве одного из направлений использования виброзащитных систем с квазинулевой жесткостью были предложены ручные инструменты, в частности, пневмомолотки [9] (Рисунок 59).

Рисунок 59 - Схема виброзащитной рукоятки с квазинулевой жесткостью,

предложенная Алабужевым

В 1993 г. в США была основана компания «Minus K Technology» инженером Dr. David L. Platus, деятельность которой была направлена на коммерческое внедрение систем виброизоляции с квазинулевой жесткостью пассивного типа [242].

Большим потенциалом в виброзащите по эффективности обладает активная виброизоляция. Хотя стоит отметить, что принципы активной изоляции впервые были принены для шумоподавления и представлены в немецком патенте от 1934 г. [327]. Большой вклад в развитие активной шумоизоляции был выполнен Х.

Ольсоном [325]. И по настоящее время активная шумоизоляция является более распространенной, чем активная виброизоляция. На сегодня потребительские наушники с активной шумоизоляцией уже является привычным делом.

Во время Второй мировой войны активные системы виброзащиты получили сильный импульс, поскольку они были применены к системам обороны. В 1950-х годах разрабатывались системы активного подавления вибрации для таких применений, как сиденья для вертолетов [243]. В СССР разработка активной виброзащиты началась в 60-е годы в Институте машиноведения АН СССР под руководством акад. К.В. Фролова и проф. М.Д. Генкина [7].

В промышленности активная виброизоляция начала внедряться в 1990-е годы в области прецизионного оборудования. Развитию активной виброизоляции способствовало появление глубих научно -теоретических основ активной вибро - и шумозащиты [284, 290] и цифровых алгоритмов настройки [371].

В настоящее время активная виброизоляция применяется для защиты прецизионного оборудования, для изоляции низкочастотной вибрации, на судах и подводных лодках и в других сферах [6].

3.2 Способы снижения вибрации нефтеперекачивающих агрегатов

В нефтяной отрасли проблемами защиты от динамических воздействий занимались многие ученые: Алиев И.М., Бажайкин С.Г., Бочарников В.Ф., Белов А.И., Габдрахимов М.С., Галеев А.С., Гумеров А.Г., Гумеров Р.С., Зотов А.Н., Исхаков Р.Г., Керимов З.Г., Копейкис М.Г., Кутдусов А.Т., Мирзаджанзаде А.Х., Новикова Л.Ф., Пахаруков Ю.В., Петрухин В.В., Султанов Б.З., Уразаков К.Р., Хангильдин В.Г., Хангильдин Т.В., Янтурин А.С. и др.

Известно, что наличие вибрации увеличивает динамическую нагрузку на различные элементы нефтеперекачивающего оборудования, фундамент и окружающие объекты. В качестве примера можно привести расчет фундаментов

на прочность, во время которых учитывается статическая и динамическая нагрузки, действующие со стороны оборудования, при этом динамическая нагрузка приводится с двойным коэффициентом.

Проблема динамической нагрузки, и вибрации в частности, особенно сильно проявляется для оборудования с фундаментами малой массы, как, например, в блочных насосных станциях. В этом случае часто происходит нарушение работы насосного агрегата за счет неравномерной осадки фундамента, что может привести к авариям.

В целом, для снижения уровня вибрации в технике применяется четыре основных подхода. Первый подход - это устранение дефекта или источника колебания. Второй - изменение процесса, технологии и конструктива оборудования, в частности разнесение в пространстве сильно вибрирующих частей оборудования и особо чувствительных. Третий подход - увеличение жесткости оборудования, основания, в частности увеличение массы фундамента. Четвёртый подход - применение систем виброизоляции, как пассивных, так и активных, а также применение динамических гасителей колебаний [191].

3.2.1 Применение систем виброизоляции

Система виброизоляции предназначена для снижения уровня вибрации оборудования и окружающих объектов. С точки зрения механики системы виброизоляции управляют амплитудой динамической силы, передаваемой через нее. Правильно спроектированная система виброизоляции снижает механические напряжения в оборудовании, снижает нагрузку на различные элементы и детали, положительно влияя на надежность и долговечность как отдельных узлов, так и комплекса оборудования в целом. Также использование систем виброизоляции позволяет снижать требования к фундаменту, уменьшать его массу и, в ряде случаев, создавать возможность использования бесфундаментных методов сооружения насосного цеха.

Хотя стоит отметить, что неправильно подобранная или эксплуатируемая система виброизоляции может нести негативное влияние за счет риска возникновения резонанса.

В качестве систем виброизоляции в технике чаще всего используются пружинные или резиновые виброизоляторы. Несмотря на то что они имеют относительно высокую жесткость, а следовательно, и относительно высокую частоту собственных колебаний, за счет низкой стоимости они получили широкое распространение.

3.2.2 Применение динамических гасителей

Динамический гаситель колебаний представляет собой дополнительную массу, прикреплённую к защищаемому оборудованию на упругой связи, обычно на металлической пружине. Расчетным методом можно подобрать массу гасителя и жесткость связи таким образом, что он будет иметь частоту собственных колебаний, совпадающую с возбуждающей частотой. Тогда, с точки зрения механики, гаситель попадает в резонанс и начинает колебаться в противофазе с защищаемым оборудованием. Такой режим позволяет принимать всю энергию колебания на себя, при этом колебания оборудования стремятся к нулю. Соответственно, вместо защищаемого оборудования начинает вибрировать динамический гаситель колебаний, продлевая срок службы всего агрегата.

Стоит отметить, что динамические гасители колебаний имеют недостаток — требуют точной настройки по частоте собственных колебаний. Для оборудования со значительно изменяемой частотой вращения ротора это может стать значительной проблемой. Однако в большинстве случаев нефтеперекачивающие агрегаты имеют ротор с частотой вращения несколько менее 3000 об/мин, соответственно, данная проблема отпадает. Для прочего оборудования необходимо использовать динамическую подстройку частоты собственных колебаний гасителя через управление жесткостью связи.

В качестве примера можно привести динамический гаситель, предназначенный специально для насосных агрегатов (Рисунок 60).

Рисунок 60 - Динамический гаситель вибрации для насосного агрегата

3.2.3 Увеличение жесткости фундамента

Широко известным и простым методом снижения вибрации является увеличение жесткости фундамента. Это можно производить за счет увеличения массы фундамента или добавления свай. При применении свай их устанавливают по периметру железобетонного фундамента. Увеличение массы фундамента обычно производят за счет присоединения железобетонных плит.

Однако увеличение массы фундамента позволяет существенно снижать уровень вибрации только при значительной дополнительной массе, не менее 50% от массы основного фундамента. Важен факт, что при этом меняется частота собственных колебаний в системе «фундамент-оборудование», создавая риск возникновения резонансных колебаний.

3.3 Применяемые средства изоляции на нефтеперекачивающих

агрегатах

3.3.1 Виброизолирующая компенсирующая система

Система виброизоляции нефтеперекачивающих агрегатов «Виброизолирующая компенсирующая система» разработана Институтом проблем транспорта энергоресурсов и реализуется ЗАО «Ротор» (Рисунок 61) [79, 85, 80, 81, 84, 87, 88, 92, 225, 226, 227, 228, 229, 230, 231, 232]. Она состоит из нескольких элементов и устроена следующим образом.

Рисунок 61 - Система виброизоляции нефтеперекачивающих агрегатов «Виброизолирующая компенсирующая система»

Рисунок 62 - Виброизоляционная рама ИПТЭР / ЗАО Ротор

Основным элементом является вибродемпфирующая рама агрегата (Рисунок 62). В состав общей системы также входят упруго -демпферные опоры агрегата типа А-2000, А-1000-1, А-500-! (Рисунок 63).

Рисунок 63 - Амортизаторы А-2000

Данные амортизаторы устанавливаются между фундаментом и рамой агрегата и снижают до 50 и более раз передачу на фундамент динамических (вибрационных) нагрузок, генерируемых агрегатом. В составе виброизолирующей компенсирующей системы может насчитываться от 4 до 16 и более амортизаторов в зависимости от массы агрегата.

Поскольку насосный агрегат связан с трубной обвязкой, а та, в свою очередь, с фундаментом, то помимо применения средств виброизоляции необходимо также исключить данную жесткую связь агрегата с фундаментом. Для этого применяют упругие компенсаторы (Рисунок 64).

Гибкие компенсаторы для основной обвязки насосных агрегатов исключают влияние трубопроводов на работу насосов. Их используют для снижения монтажных, температурных, вибрационных напряжений, обусловленных внутренним давлением перекачиваемой среды и других типов напряжений, возникающих в жестких трубопроводах.

Рисунок 64 - Компенсаторы трубной обвязки 3.3.2 Использование эластомерных опор

В последние годы стали получать распространение эластомерные материалы в качестве средств виброизоляции. В виброзащите насосных агрегатов получил распространение материал Sylomer, разработанный австрийской компанией Getzner Werkstoffe GmbH (Рисунок 65).

Рисунок 65 - Амортизатор из материала Sylomer

Материал Sylomer выполнен из микропористого эластомера, получаемого путем переработки полиуретана. Его структуру составляют множество микроячеек открыто -закрытого (смешанного) типа, что и придает материалу необходимые свойства упругости и виброзащиты.

Достоинство данного упругого эластомерного материала - несущественное поперечное расширение при воздействии нагрузок. Эластомер легко выдерживает динамические нагрузки в пределах рабочих нагрузок и при легкой деформации продуктивно защищает от вибрации.

В некоторых случаях для виброизоляции насосной установки может быть смонтирован дополнительный виброизолирующий фундамент - армированное бетонное или цементно-песчаное основание (плита, блок), установленное на упругих опорах из материала Sylomer. В частности, железобетонное основание рекомендуется в тех случаях, когда жесткость подсоединенных к насосу трубопроводов такая же или превышает общую жесткость виброизоляторов, которые необходимы для виброизоляции агрегата без этой плиты.

3.3.3 Использование пружинных и резинометаллических

виброизоляторов

Для виброизоляции массивных насосов с малой частотой вращения (до 1500 об./мин), а также блочных насосных станций, применяют пружинные виброопоры. Они эффективно изолируют от вибрации в низкочастотном диапазоне, однако никак не влияют на средние и высокие частоты, из-за чего требуют дополнительного использования упругих прокладок под опору.

Для этого применяют виброизоляторы типа АКСС (амортизаторы корабельные со страховкой) (Рисунок 66).

Рисунок 66 - Амортизатор АКСС-400

Амортизаторы резинометаллические АКСС по ГОСТ 17053.1-80, ГОСТ ВД 17053.1-80, ТУ 38 1051258-90 предназначены для защиты от вибрации с частотой до 50 Гц с амплитудами деформирования резинового массива до 0,2 мм. Подбор виброизоляторов производится таким образом, чтобы нагрузка на каждый виброизолятор была близка к номинальной.

Также возможно применение амортизаторов типов А-600-П - А-2000-П и амортизаторов типов АПМ-800НП - АПМ -1700НП согласно [192] - Рисунок 67 и Рисунок 68.

Виброизоляторы типа ДО являются достаточно простыми и распространенными пружинными виброизоляторами (Рисунок 69 и Рисунок 70).

Для снижения структурного шума, передаваемого через виброизолятор, крепление его к опорной конструкции рекомендуется осуществлять через резиновую прокладку, а под болты подкладывать резиновую шайбу.

Если нагрузка на виброизолятор превысит предельную, пружина может «схлопнуться», и виброизолятор перестанет выполнять свою основную защитную функцию.

Рисунок 67 - Амортизаторы А-600-П Рисунок 68 - Амортизаторы АМП-- А-2000-П 800НП - АПМ-1700НП

Рисунок 69 - Виброизолятор типа ДО

3.4 Анализ современных достижений в области системы с квазинулевой жесткостью

Под системой с квазинулевой жесткостью принято понимать упругую систему, обладающую нелинейной силовой характеристикой, такой, что в некоторой точке имеет практически нулевую жесткость. Рисунок 71 представляет условную силовую характеристику. На рисунке обозначенная область показывает координату с малой жесткостью, что соответствует рабочей зоне системы.

На сегодняшний день подобные системы имеют различные варианты по реализации, но чаще всего представлены механическими конструкциями пассивного типа, в которых заданные свойства обеспечиваются определенным сочетанием упругих элементов.

F - сила (нагрузка); х - перемещение Рисунок 71 - Условная силовая характеристика системы с квазинулевой

жесткостью

Системы с квазинулевой жесткостью позволяют получить одновременно и большую статическую нагрузку и малую жесткость. Такое качество делает их очень перспективными в области защиты от вибрации и ударов, а также в качестве компенсаторов перемещений. Малая жесткость системы при значительной нагрузке позволяет уменьшить частоту собственных колебаний до значений 1 Гц и менее, что дает возможность изолировать широчайший спектр колебаний, включая экстремально низкие частоты. В целом, проблема получения

А г

низкой динамической жесткости при значительной статической нагрузке встает достаточно часто [276, 291, 359].

Создавая постоянную восстанавливающую силу на большом диапазоне перемещений, данные системы позволяют не только обеспечивать высокую степень виброизоляции, но и компенсировать просадки конструкций и сейсмические воздействия.

Малая жесткость системы в рабочей точке обеспечивает низкие значения частоты собственных колебаний, а следовательно, и высокие виброизоляционные качества. В дополнение стоит отметить, что помимо требований к общему снижению уровня вибрации, существуют проблемы изоляции вибрации низкой частоты [36]. Вибрация высокой частоты хорошо снижается при помощи полимерных и эластомерных материалов, резин и в целом разных каучуков. Но низкую частоту изолировать сложнее: она медленнее затухает, распространяется дальше, ее сложнее выделить.

Низкочастотная вибрация вредно влияет на человека [292, 314]. Низкочастотная вибрация порождает низкочастотный шум, который также негативно влияет на здоровье человека [355]. Чтобы эффективно снижать вибрацию низкой частоты, соответствующие виброизоляторы должны иметь частоту собственных колебаний не более четверти от данной частоты [328].

Как уже отмечалось, впервые упругие системы с квазинулевой жесткостью были предложены профессором Алабужевым П.М. в 1967 г. [244] на основе ферм Мизеса (системы с «перескоком»), однако до настоящего времени так и не разработаны достаточно простые и в то же время эффективные системы с квазинулевой жесткостью.

Помимо виброизоляции оборудования, системы с квазинулевой жесткостью оказались в первую очередь перспективыми для ручного ударного оборудования для снижения негативного воздействия на руки человека. Рукоятка пневмомолотка, обеспечивающая виброзащиты посредством квазинулевой жесткости, представлена в статье [37]. В ней используется пружина,

перемещающаяся между двумя специально рассчитанными направляющими заданной формы.

Данную конструкцию развивает и продолжает подробно исследовать ученый из Великобритании А. Каррелла (Carrella) [263, 262, 264, 261]. Одним из его предложений является использование бистабильных пружин (т.е. пластин с двумя стабильными положениями, обладающих «прощелкиванием») в качестве элемента, управляющего жесткостью системы (Рисунок 72) [261]. Несмотря на такие достоинства, как высокие виброизолирующие свойства и простота, на сегодняшний день использование систем данным автором не получило широкого распространения.

2 1 3

1 — виброизолируемый объект; 2 — бистабильная пластина; 3— шарнирное соединение; 4 — вертикальная пружина сжатия; 5 — упорный стакан Рисунок 72 - Система Карреллы с бистабильной пружиной

Также известны труды Carrella, посвященные разработке систем с квазинулевой жесткостью на основе пружин и бистабильной пружины [ 261].

В работе Ali Abolfathi, Tim P. Waters, Michael J. Brennan [241] для получения квазинулевой жесткости используется изогнутая балка, последовательно соединенная с линейными пружинами. Подобная конструкция хорошо работает в области малых амплитуд, однако для значительных амплитуд возникают нелинейные эффекты, что негативно влияет на виброизоляционные свойства.

Частично данное нежелательное явление устраняет последовательно соединенная пружина, вызывая при этом незначительное снижение эффективности на возбуждающих частотах.

Возможно получение квазинулевой жесткости при помощи конструкции, в зарубежной литературе известной как «scissor-like». Такие системы рассматривал Sun [353 ]. В отечественной литературе похожие конструкции носят названия типа «крест» (Рисунок 73).

Рисунок 73 - Система типа «крест»

Существует вариант реализации виброизоляторов с квазинулевой жесткостью в виде одиночных элементов. В работах [43, 44, 50] предлагается использование рессоры специальной формы. Подобной подход обеспечивает высокую компактность в сочетании с широким диапазоном выбора формы виброизолятора. Благодаря этому можно получать различные варианты силовой характеристики.

Известны способы создания квазинулевой жесткости при помощи активных пневматических элементов, рассмотренных в работах Le, Ahn, Sun, Xu, Jing, Cheng [308, 352].

Значительный вклад в развитие систем с квазинулевой жесткостью внес Зотов А.Н. [98, 108, 116, 117, 118], изучающий возможность создания опор, изоляторов, подвесок с широким диапазоном постоянной или заданной жесткости, а также занимающийся поиском наиболее оптимальной статической характеристики виброизоляторов. Им была исследована система без учета трения, состоящая из двух пар пневмопружин, наклоненных под определенными углами [108] (Рисунок 74).

1 — прилагаемая нагрузка; 2 — пневмопружина; 3 — шарнирное соединение Рисунок 74 - Система, состоящая из двух пар пневмопружин

Стоит отметить виброизолирующую подвеску [170], включающую и пружины, и магниты. Согласно описанию к патенту, данная подвеска обеспечивает квазинулевую жесткость по всем шести степеням свободы и автоматическую перестройку на изменяющуюся нагрузку.

Теоретически одним из методов снижения вибрации, передаваемой от ротора на оборудования, является использование между корпусом и подшипником упругих элементов с квазинулевой жесткостью [36]. Дополнительным эффектом здесь является факт, что ротор при вращении на

упругих опорах самоцентрируется при значениях числа оборотов выше критического. Использование подвески с квазинулевой жесткостью позволяет снижать данное значение значительно ниже рабочих частот вращения ротора, позволяя самоцентрироваться при любых рабочих режимах. Соответственно, значительно снижаются динамические нагрузки от ротора.

Использовать электромагнитные системы можно и для получения малой динамической жесткости путем управления силой электромагнита. Подобными исследованиям занимались Robertson W., Wood R., Cazzolato B., Zander A. [343].

Существуют также и другие разработки в области подвесок ротора с квазинулевой жесткостью, представленные в трудах [38, 41, 178].

В трудах Brennan M.J. and Dayou J. [258] изучается использование активных гасителей. Перестраиваемые нейтрализаторы вибрации могут использоваться для управления гармонической вибрации конструкции в точке, в которой они присоединены. Такое устройство, в принципе, может быть эффективным в довольно широком диапазоне частот. В работе [241] изучалось оптимальное отношение массы нейтрализатора к массе конструкции.

Далее в работе [258] рассматриваются различные варианты реализации элементов переменной жесткости для адаптивного гасителя вибрации. В частности, были рассмотрены способы по управлению формой и свойствами материала. Главным недостатком такого устройства, однако, является то, что оно имеет большое время отклика. Конструкция адаптивного гасителя вибрации с использованием контроля формы намного сложнее.

Использование адаптивного гасителя вибрации изучается в [299]. Здесь исследуется использование гасителей вибрации с двумя степенями свободы - в продольной оси и при повороте конструкции.

Изучая оптимальную настройку адаптивного гасителя вибрации [275], было установлено, что подобная конструкция наиболее оптимально ведет себя, будучи настроенной таким образом, чтобы ее частоты собственных колебаний были несколько ниже или выше частоты возбуждающих сил.

В России данными исследованиями занимались Гурова Е.Г. и Зуев А.К. (Рисунок 75). Данные авторы разработали виброизолятор с электромагнитными элементами, в котором несущий элемент выполнялся в виде обычной пружины, а роль корректора жесткости выполнял электромагнит [89]. Данная система позволяет управлять жесткостью и, по сути, является системой активной виброизоляции. Авторы Зуев А.К. и Лебедев О.Н. также рассматривали вместо электромагнитного корректора жесткости и гидравлическую модель корректора жесткости [143].

Рисунок 75 - Виброизолятор Гуровой и Зуева

Перспективной является установка роторов машин на упругой подвеске с квазинулевой жесткостью [89]. Однако обеспечивать малую жесткость и определенную несущую способность в очень ограниченном пространстве, соразмерном с габаритами подшипника ротора, является сложной инженерной задачей.

Получение систем с квазинулевой жесткостью возможно при помощи использования различных направляющих. Существуют системы с характеристиками с участками квазинулевой жесткости необходимой длины, при

этом статическая характеристика предложенной системы может регулироваться направляющими и задаваться в широких пределах. Такие системы описаны в трудах [107, 110, 124] (Рисунок 76).

Системы с квазинулевой жесткостью также можно использовать и для создания постоянной силы на большом диапазоне перемещений [379, 380].

1 - прилагаемая нагрузка; 2 - направляющие специального профиля; 3 -пружина сжатия; 4 — катковая опора; 5 — направляющий стакан; 6 — положение пружины сжатия и направляющего стакана в сжатом состоянии Рисунок 76 - Система с квазинулевой жесткостью, реализованная при

помощи направляющих

Известны разработки многослойных демпферов для двигателей летательных аппаратов [178].

В работе [111] рассмотрен вариант подвески установки электроцентробежных насосов в скважине с помощью пакета тарельчатых виброизоляторов с малой жесткостью (Рисунок 77).

Системы с квазинулевой жесткостью получили распространение в виброизоляции судовых силовых установок. В частности, были исследованы гидравлические виброзащитные системы. Данный способ защиты отличается от

механических тем, что уменьшение жесткости осуществляется посредством слоя жидкости [143].

Рисунок 77 - Подвеска установки электроцентробежных насосов в скважине на виброизоляторе с малой жесткостью

3.5 Разработка классификации виброизоляционных систем с квазинулевой жесткостью

На сегодняшний день системы с квазинулевой жесткостью имеют различные варианты реализации, но чаще всего представлены механическими конструкциями пассивного типа, в которых заданные свойства обеспечиваются определенным сочетанием упругих элементов. Каждый из типов систем с квазинулевой жесткостью имеет свои преимущества и недостатки.

Произведем классификацию виброизоляционных систем с квазинулевой жесткостью на условных четыре типа.

Первый тип представляет собой один или несколько опорных упругих элементов, параллельно к которым присоединен компенсатор жесткости.

Основная идея заключается в том, что опорный упругий элемент, часто представляющий собой витую цилиндрическую пружину, имеет положительную жесткость, а компенсатор жесткости - отрицательную жесткость. При параллельном соединении жесткости складываются, и общая жесткость системы становится равной нулю.

Общий вид систем с квазинулевой жесткостью данного типа представлен ниже (Рисунок 78). На данном рисунке слева представлена система без нагрузки, а справа - в рабочем состоянии.

Такая система впервые была предложена и рассчитана П. Алабужевым. В большинстве случае опорным элементом выступает металлическая пружина, реже - пневмопружина. Компенсаторы могут быть различными: наклонные пружины (в случае оригинальной системы П. Алабужева [244, 263]), бистабильная пружина, согласно Carrella [262, 261], по системе «пружинный крест» (в английской литературе - «scissor-like» system) [352], упругие стержни или пружины Белльвилля в состоянии, близком к потере устойчивости.

Рисунок 78 — Общий вид системы с квазинулевой жесткостью первого типа, использующей параллельное соединение опорного упругого элемента с

компенсатором жесткости.

Преимуществом данной системы является структурная простота, однако имеет большие габариты, и существует проблема обеспечения устойчивости всех сжатых упругих элементов.

Второй тип систем с квазинулевой жесткостью содержит один элемент, который одновременно выполняет функции и опорного элемента, и компенсатора жесткости (Рисунок 79). Данная система содержит упругий элемент в сложном напряженно-деформированном состоянии, близком к потере устойчивости, но не достигающей его.

Конструкция сводчатого типа представлена в [360]. Такая конструкция подходит для создания метаматериалов с квазинулевой жесткостью [361, 362]. Другой способ обеспечить квазинулевую жесткость - это использовать сотовую структуру (в оригинале - «honeycomb structure») [270, 370].

Рисунок 79 — Общий вид системы с квазинулевой жесткостью второго типа, использующей один элемент, который выполняет функции и опорного элемента,

и компенсатора жесткости

Преимуществом систем данного типа является компактность, однако они могут страдать от эффектов релаксации и ползучести. Из -за данных эффектов может нарушиться настройка системы на оптимальные параметры.

В системах с квазинулевой жесткостью третьего типа упругий элемент весь или одной частью движется по направляющим специальной формы, которая определяется в зависимости от требуемой силовой характеристики (Рисунок 80).

Преимуществом данной системы является возможность ее проектирования под требуемые силовые характеристики, в частности с широкой зоной квазинулевой жесткости, недостатками является сложность создания, большие габариты и значительное трение в узлах. Одну из таких систем также предложил П. Алабужев [244].

Четвертый тип систем с квазинулевой жесткостью представляет большое количество активных и полуактивных конструкций. В большинстве случаев они содержат опорный упругий элемент и управляемый упругий элемент, который действует в противоположную сторону от смещения несущего упругого элемента (Рисунок 81). В качестве компенсатора жесткости наиболее часто используются различные электромагниты.

Рисунок 80 — Общий вид системы с квазинулевой жесткостью третьего типа, в которой упругий элемент весь или одной частью движется по направляющим

специальной формы

<МЛЛЛЛ|

V

Рисунок 81 — Общий вид системы с квазинулевой жесткостью четверного типа, в

которой содержатся активные элементы

Упругие подвески с полуактивным управлением предложены Choi и др. [268, 267]. Электромагнитные элементы управления также предложены Gan и др. [285]. Электрический сервомотор с шарико -винтовым механизмом в качестве активного привода подвески сидений используется Kawana и Shimogo [302]. Электромагнитные системы представлены Robertson и др. [343]. Системы с квазинулевой жесткостью, управляющие приводом ротора, представлены Donghong Ning и др. [322]. Также виброизолятор с квазинулевой жесткостью с активным управлением разработал Zheng и др. [376]. Эта конструкция реализуется путем соединения магнитной пружины с отрицательной жесткостью параллельно с мембранными пружинами для компенсации ее положительной жесткости. Изолятор состоит из двух коаксиальных кольцевых магнитов, которые намагничены по оси, причем их направления намагниченности одинаковы. Квазинулевую жесткость также можно получить с помощью системы, используемой в подвеске сиденья для бездорожья, имеющей интеллектуальное активное управление [287]. Однако следует, что активные системы с квазинулевой жесткостью отличаются высокой стоимостью.

Каждый из рассмотренных типов систем с квазинулевой жесткостью имеет свои преимущества и недостатки (Таблица 13). Отмечаем, что представленные характеристики являются субъективными, сделаны на основе личного опыта

разработки систем с квазинулевой жесткостью, а также анализа публикаций других авторов.

Таблица 13 - Сравнение различных типов систем с квазинулевой жесткостью

Свойство Тип 1 Тип 2 Тип 3 Тип 4

Общее описание Опорный упругий элемент + компенсатор жесткости Один опорный элемент в состоянии, близком к потере устойчивости Эластичный элемент, перемещается по направляющим специальной формы Активные и полуактивные системы

Габариты Большие Маленькие Большие Большие

Ширина зоны с квазинулевой жесткостью Маленькая Маленькая Большая Маленькая

Потенциал для широкомасштабного производства Средний Большой Низкий В зависимости от конструкции

Потенциальный коэффициент виброизоляции относительно других систем с квазинулевой жесткостью Высокий Средний Низкий Высокий

Недостатки Необходимость стабилизации для сжатых пружин, большие габариты Эффекты релаксации и ползучести Большое трение в узлах, большие габариты Сложность, подвод электричества

3.6 Анализ существующих проблем и тенденций в виброизоляции перекачивающего оборудования

На основе выполненного исторического анализа развития и применения систем виброизоляции сформулированы следующие проблемы и тенденции.

1. С момента разработки первых средств виброизоляции для промышленного оборудования и по текущий момент наблюдается инерция мышления в их применении. Часто используется массивный фундамент для установки оборудования вместо использования средств виброизоляции, хотя это

могло уменьшить капитальные затраты, снизить время строительства, увеличить долговечность машин и сооружений.

2. На текущий момент наиболее популярным методом виброизоляции является применение упругих систем с линейной силовой характеристикой. Их недостатком является относительно высокая частота собственных колебаний, иначе говоря, ограниченный коэффициент виброизоляции. Это ограничивает их применение в случаях, когда имеется низкая частота возбуждения или когда требуется высокая степень вибрационной защиты.

3. Среди средств виброизоляции на данный момент крайне перспективным является применение пассивных виброизоляционных систем с силовой характеристикой с квазинулевой жесткостью. Однако среди инженерного сообщества они мало распространены. Более того, в силу инерции мышления, не все инженеры могут сразу же разобраться в их принципах работы. Это требует необходимости популяризации систем с силовой характеристикой с квазинулевой жесткостью среди инженерного сообщества, а также изучения истории их развития.

4. Среди концепций виброизоляторов с квазинулевой жесткостью различных авторов преобладают варианты, когда для достижения необходимой силовой характеристики используется набор из упругих элементов. Наличие определенного количества движущихся частей приводит к снижению виброизоляционных качеств за счет трения в системе, а также неотъемлемая громоздкость снижает перспективы практического использования. Поэтому перспективным развитием виброизоляторов с квазинулевой жесткостью является использование одиночных упругих элементов, деформация которых обеспечит требуемую характеристику. Такой подход позволит одновременно обеспечить компактность и высокие виброизоляционные качества.

Выводы по Главе

1. Одним из направлений повышения надежности перекачивающего оборудования является снижение негативного вибрационного фона с помощью систем вибрационной защиты. Виброизоляторы для нефтегазоперекачивающих агрегатов должны обладать как высокой несущей способностью, так и малой жесткостью в рабочем интервале нагрузок, что недостижимо для виброизоляторов с линейной силовой характеристикой.

2. Анализ различных систем с квазинулевой жесткостью показал, что, несмотря на высокую теоретическую виброизоляционную способность, практические реализации данных систем почти отсутствуют даже на уровне прототипов. Большинство разрабатываемых систем с квазинулевой жесткостью характеризуются наличием нескольких узлов (для большинства конструкций необходимо наличие несущего элемента и компенсатора жесткости), совместная работа которых и дает необходимые свойства. Однако наличие нескольких узлов ведет к повышению сложности конструкции, увеличению габаритов и, самое важное, увеличивает трение в конструкции, что значительно ухудшает виброизоляционные качества системы.

3. Количество разработок в области систем виброизоляции с эффектом квазинулевой жесткости незначительно, большинство из них находятся на стадии технических продолжений, надежные и эффективные промышленные образцы виброизоляторов с квазинулевой жесткостью для нефтяной промышленности отсутствуют.

4. Применение устройств для защиты от динамических воздействий на основе систем с квазинулевой жесткостью на объектах транспорта и хранения нефти и газа является еще недостаточно изученным и требует дальнейших исследований по их созданию и внедрению на производстве.

4 РАЗРАБОТКА ВИБРОИЗОЛЯТОРА С КВАЗИНУЛЕВОЙ

ЖЕСТКОСТЬЮ ТАРЕЛЬЧАТОГО ТИПА ДЛЯ ПРИМЕНЕНИЯ НА

НЕФТЕ- И ГАЗОПЕРЕКАЧИВАЮЩЕМ ОБОРУДОВАНИИ

Проведенный выше анализ различных систем с квазинулевой жесткостью показал, что данные системы имеют огромный потенциал для целей виброизоляции, однако достижение требуемого эффекта на практике вызывает проблемы. Обзор современных достижений в данной области показывает, что, несмотря на теоретически доказанные высокие виброизоляционные возможности, практическая реализация данных систем почти отсутствует даже на уровне промышленных образцов. Большинство разрабатываемых систем с квазинулевой жесткостью характеризуется наличием нескольких узлов (для большинства конструкций необходимо наличие несущего элемента и компенсатора жесткости), совместная работа которых и дает необходимые свойства. Однако наличие нескольких узлов ведет к повышению сложности конструкции, увеличению габаритов и, самое важное, увеличивает трение в конструкции, что значительно ухудшает виброизоляционные качества системы.

Поэтому целью последующих исследований, представленных в данной главе, является выбор оптимальной концепции виброизолятора пассивного типа, его аналитическое обоснование, получение зависимостей, отражающих взаимосвязь параметров виброизолятора от геометрических параметров и свойств материала.

На основании упомянутых проблем при реализации виброизолятора с квазинулевой жесткостью за счет сочетания некоторого количества упругих элементов предлагается разрабатывать виброизолятор в виде единой конструкции без дополнительных движущихся частей.

Так, виброизолятор с квазинулевой жесткостью выполнен в виде одиночного тарельчатого элемента, позволяющего снизить трение в системе, уменьшить габариты по высоте, упростить настройку и монтаж (Рисунок 82).

На данную конструкцию получен патент РФ [169].

ё — диаметр верхней опорной стенки; d 2 — диаметр нижней опорной стенки; 1 — толщина наклонной стенки; S — высота подъема стенки; ф — угол наклона стенки; Ь — высота опорной стенки; ^ — толщина опорной стенки Рисунок 82 — Виброизолятор с квазинулевой жесткостью

4.1 Математическое моделирование виброизолятора с квазинулевой жесткостью тарельчатого типа для применения на нефте - и газоперекачивающем оборудовании

4.1.1 Аналитическое исследование разрабатываемого виброизолятора тарельчатого типа с квазинулевой жесткостью

Для проведения анализа предлагаемого виброизолятора с квазинулевой жесткостью примем следующие параметры как исходные:

- диаметр нижней_опорной стенки виброизолятора d 2 (г2=0,5ё2);

- диаметр верхней опорной стенки виброизолятора d 1 (г1=0,5ё1);

- толщина стенки виброизолятора 1;

- толщина опорных стенок виброизолятора 1:8;

- высота опорных стенок виброизолятора К,;

- модуль упругости материала виброизолятора Е;

- расчетная прочность материала виброизолятора [а].

Для получения зависимости основных параметров виброизолятора от его геометрических размеров необходимо рассмотреть упругую деформацию предложенной конструкции под нагрузкой. Виброизолятор условно можно разделить на наклонную стенку и опорные стенки (Рисунок 82).

Рассмотрим упругую деформацию нижней опорной стенки.

Пусть во время деформации виброизолятора опорная стенка повернулась на угол ф (Рисунок 83).

Рисунок 83 - Поворот опорной стенки виброизолятора

Потенциальная энергия кольца опорной нижней стенки d Wст, удаленной на расстояние х от ее верхнего края, при повороте ее на угол ф, равна:

Е--М2 СЖ = —Ь

(128)

2

где S - площадь сечения кольца опорной стенки; L - длина сечения кольца опорной стенки; ДL - удлинение кольца опорной стенки. Площадь сечения кольца опорной стенки равна:

- = ^ - Сх.

Длина сечения кольца опорной стенки равна:

Ь = тиС2 + 2лх - tgф « лС2.

Удлинение кольца опорной стенки равно:

(129)

АЬ = 2л- х. (131)

Подставив выражения (129), (130), (131) в выражение (128), получаем:

ёЖат = 2л ^р-х)2 ёх. (132)

а 2