Снижение вибрации трубопроводной обвязки насосно-силовых агрегатов магистральных трубопроводов виброизоляторами с заданной силовой характеристикой тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 25.00.19, кандидат наук Токарев Артём Павлович

• Токарев Артём Павлович
• кандидат наук
• 2019

Оглавление диссертации кандидат наук Токарев Артём Павлович

ВВЕДЕНИЕ

1 СОВРЕМЕННЫЕ ВИБРОЗАЩИТНЫЕ СИСТЕМЫ ДЛЯ СНИЖЕНИЯ ВИБРАЦИИ ТРУБОПРОВОДНОЙ ОБВЯЗКИ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ МАГИСТРАЛЬНЫХ НЕФТЕПРОВОДОВ

1.1 Источники вибрации на объектах транспорта нефти

1.2 Способы снижения уровня вибрации

1.3 Виброзащитные системы с квазинулевой жесткостью

Выводы по 1 главе

2 ПРИЧИНЫ ВИБРАЦИИ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ МАГИСТРАЛЬНЫХ ТРУБОПРОВОДОВ И ТРУБОПРОВОДОВ ИХ ОБВЯЗКИ

2.1 Нормы вибрации насосных агрегатов и трубопроводов

2.2 Анализ вибрационного состояния системы «насос - трубопроводы обвязки»

2.3 Оценка собственных частот колебаний обвязки и резонансных явлений

Выводы по главе

3 ПРИНЦИПЫ РАБОТЫ СИСТЕМ С ЗАДАННЫМИ СИЛОВЫМИ ХАРАКТЕРИСТИКАМИ ДЛЯ СНИЖЕНИЯ ВИБРАЦИИ ТРУБОПРОВОДОВ.. 65 ОБВЯЗКИ

3.1 Применение виброизоляторов с отрицательной жесткостью для гашения вибрации обвязки

3.2 Экспериментальное обоснование эффективности виброзащитной системы с отрицательной жесткостью

3.3 Виброзащитные системы пассивного типа, имеющие силовые характеристики с петлями гистерезиса прямоугольной формы

3.4 Альтернативные методы гашения вибрации рассматриваемого участка

трубопровода

Выводы по главе

4 СИСТЕМА С ЗАДАННЫМИ СИЛОВЫМИ ХАРАКТЕРИСТИКАМИ ДЛЯ

ГАШЕНИЯ КОЛЕБАНИЙ ОБВЯЗКИ НАСОСНОГО АГРЕГАТА

4.1 Алгоритм определения величины отрицательной жесткости виброзащитной системы для заданного участка трубопроводной обвязки при частотах, близких к резонансу

4.2 Виброзащитная система на основе тарельчатых пружин

4.3 Виброзащитная система с отрицательной жесткостью на основе

направляющих специальной формы

Выводы по главе

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

Приложение А. Замеры вибрации

ВВЕДЕНИЕ

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Снижение вибрации трубопроводной обвязки насосно-силовых агрегатов магистральных трубопроводов виброизоляторами с заданной силовой характеристикой»

Актуальность темы исследования

Система магистральных трубопроводов - важнейшая часть топливно-энергетического комплекса (ТЭК) страны. Проблема надежности насосно-силовых агрегатов, применяемых в системе трубопроводного транспорта, является одной из основных для предприятий ТЭК [34].

В настоящее время при транспорте нефти и нефтепродуктов применяются тысячи насосных агрегатов. Их экономичная и эффективная эксплуатация - одна из основных задач, стоящих перед персоналом нефтеперекачивающих станций (НПС). Поддержание стабильной высокой работоспособности насосных агрегатов позволяет существенно снизить расходы на эксплуатацию и ремонт. Оценка эффективности магистральных насосных агрегатов (МНА) должна учитывать множество факторов, в том числе условия их эксплуатации и способность адаптироваться к изменениям режимов и условий работы [31; 32; 33; 34; 104].

В числе главных причин отказов в процессе трубопроводного транспорта нефти и нефтепродуктов - повышенная вибрация МНА и связанного с ними оборудования. Эффективность и надежность эксплуатации МНА зависит от их защиты от вредных вибрационных воздействий. Несмотря на то, что мероприятия по борьбе с вибрацией должны разрабатываться в процессе проектирования объекта с учетом амплитудно-частотных характеристик устанавливаемого оборудования, на практике это часто не выполняется [76; 86; 99; 101; 104].

Источником повышенной вибрации в системе «насосный агрегат - трубопровод» часто является не только сам насосный агрегат, но и трубопроводы его обвязки. В ряде случаев одной из важнейших причин повышенной вибрации магистральных насосов является большая амплитуда виброперемещений трубопроводов обвязки, превышающая допустимые нормы более, чем в 1,5-2 раза. Технологические трубопроводы на объектах транспорта нефти являются одними из самых распространенных элементов. Трубопроводы связаны с элементами, имеющими большие нестационарные расходы рабочих сред, турбоагрегатами, цир-

куляционными насосами, агрегатами высокого давления, и подвергаются большим вибрационным нагрузкам. Частым дефектом в подобных случаях является разгерметизация трубопроводов из-за усталостных разрушений при вибрации. Нужно учитывать, что до настоящего времени универсальных методов гашения вибрации технологических трубопроводов не разработано, и каждый случай требует отдельного анализа. В этих условиях обеспечение работоспособности трубопроводных систем и определение практических средств снижения вредных вибрации трубопроводов становятся важной практической задачей.

Сложность анализа причин высокого уровня вибрации заключается в необходимости совместного рассмотрения нескольких систем: гидродинамической (пульсирующий поток перекачиваемой жидкости) и механической, в которые включается трубопроводная система и сам насосный агрегат.

В таких условиях для поддержания эффективной и надежной работы перекачивающих агрегатов, а также работоспособности трубопроводов требуется разработка средств вибрационной защиты. Необходимо учитывать, что виброизолирующие системы должны рассчитываться на большие нагрузки и иметь довольно малые частоты собственных колебаний для того, чтобы эффективно компенсировать разнообразные вибрационные воздействия [19; 57]. Разработка надежных, простых и, главное, эффективных виброизоляторов является актуальной задачей системы магистрального транспорта нефти и нефтепродуктов.

Степень разработанности проблемы

Работами по изучению систем с квазинулевой и отрицательной жесткостью занимались ученые: Алабужев П.М., Барановский A.M., Болотник Н.Н., Валеев А.Р., Зотов А.Н., Зуев А.К., Пахаруков Ю.В., Петрухин В.В., Brennan М., Carrella A., Carpick Robert W., Cazzolato В., Hyeong-Joon Ahn, Iemura H., Igarashi A., Lakes R.S., McMahan J., Platus D., Robertson W., Sonnerlind H., Waters Т., Yap H.W., Zander А., Zhang X., Zheng Y.

Недостаточная в ряде случаев эффективность существующих виброзащитных систем (динамические гасители, виброизоляторы с классическим упругим элементом и др.) вызвала необходимость проведения исследований по разработке

методов снижения вибрации трубопроводной обвязки насосных агрегатов. К моменту начала работы над диссертацией в российских и зарубежных периодических изданиях, патентах отсутствовали сведения о применении виброизоляторов с отрицательной жесткостью для снижения вибрации трубопроводов обвязки на-сосно-силовых агрегатов.

Соответствие паспорту заявленной специальности

Тема и содержание диссертационной работы соответствуют паспорту специальности 25.00.19 - «Строительство и эксплуатация нефтегазопроводов, баз и хранилищ» - п. 1 «Напряженное состояние и взаимодействие с окружающей средой трубопроводов, резервуаров и оборудования при различных условиях эксплуатации с целью разработки научных основ и методов прочностного, гидравлического и теплового расчетов нефтегазопроводов и газонефтехранилищ» и п. 6 «Разработка и усовершенствование методов эксплуатации и технической диагностики оборудования насосных и компрессорных станций, линейной части трубопроводов и методов защиты их от коррозии».

Цель диссертационной работы - определение условий возникновения и распространения вибрации трубопроводной обвязки насосных агрегатов магистральных нефтепроводов и разработка виброизоляторов для снижения ее колебаний.

Задачи исследования

1 Анализ современных виброзащитных систем для трубопроводной обвязки насосных агрегатов магистральных нефтепроводов.

2 Определение причин вибрации насосных агрегатов и трубопроводов их обвязки по результатам вибродиагностики и частотного анализа.

3 Определение областей применения виброизоляторов пассивного типа с заданными силовыми характеристиками для снижения вибрации трубопроводов обвязки магистральных насосных агрегатов.

4 Разработка алгоритма определения величины отрицательной жесткости рабочего участка силовой характеристики виброизоляторов трубопроводной обвязки на частотах, близких к резонансу.

Научная новизна

1 Предложено аналитическое решение по снижению частоты собственных колебаний трубопровода обвязки и, тем самым, вывода его из зоны резонанса с возмущающими частотами насосного агрегата за счет виброизолятора с отрицательной жесткостью.

2 Обоснованы научно-теоретические принципы определения величины отрицательной жесткости виброизолятора для участка трубопроводной обвязки с известной частотой собственных колебаний.

Теоретическая и практическая значимость работы

Теоретическая значимость работы заключается в научном обосновании возможности уменьшения собственных частот системы «трубопровод-виброизолятор с заданными силовыми характеристиками» для вывода ее из резонанса с возмущающими частотами вибрирующего оборудования.

Практическая значимость работы заключается в следующем:

1 Предложены два варианта конструкции виброизолятора с отрицательной жесткостью, позволяющие снизить частоты собственных колебаний системы «трубопроводы обвязки - виброизолятор с отрицательной жесткостью» и, тем самым, уменьшить уровень их вибрации и самого насосного агрегата. Установка данных виброизоляторов не требует вывода насосных агрегатов из производственного процесса.

2 Результаты научной работы внедрены в учебный процесс ФГБОУ ВО УГНТУ в виде лабораторной работы по курсу «Диагностика оборудования насосных и компрессорных станций» для специальности 21.05.06 «Нефтегазовые техника и технологии», специализация «Магистральные трубопроводы и газонефтехранилища», а также в виде учебно-исследовательского лабораторного стенда для исследования влияния технического состояния обвязки насосного агрегата на его основные параметры.

3 Предлагаемая в работе конструкция пассивного виброизолятора принята к апробации на ФКП «Авангард» для снижения вибрации трубопроводов технологических установок.

Методология и методы исследования

Теоретические исследования выполнены на основе классических методов расчета пассивных виброзащитных систем с линейными упругодемпфирующими элементами; математического моделирования с применением пакетов Wolfram Mathematica и Ansys и численного решения. При проведении экспериментальных исследований применялись стандартные методики измерения вибрации машин.

Положения, выносимые на защиту

Снижение вибрации трубопроводной обвязки насосно-силовых агрегатов магистральных трубопроводов за счет применения виброзащитных систем с отрицательной жесткостью.

Результаты экспериментальных исследований по применению виброзащитной системы с отрицательной жесткостью в условиях резонанса защищаемого объекта с источником вибрации.

Принципы определения областей применения существующих виброзащитных систем с петлями гистерезиса для снижения вибрации трубопроводной обвязки.

Алгоритм определения величины отрицательной жесткости виброзащитной системы для заданных параметров трубопроводной обвязки.

Степень достоверности и апробация результатов

Достоверность полученных результатов подтверждается анализом большого объема научно-технической литературы, результатами эксперимента и выполненными расчетами, основанными на классических принципах механики и методах расчета собственных частот колебаний и их сходимостью с теоретическими расчетами.

Основные положения диссертационной работы докладывались на следующих конференциях: XII Международная учебно-научно-практическая конференция Трубопроводный транспорт - 2017 (Уфа, УГНТУ); Динамика и виброакустика машин 2016 (DVM2016, Самара); XI Международная учебно-научно-практическая конференция Трубопроводный транспорт - 2016 (Уфа, УГНТУ); X Международная учебно-научно-практическая конференция Трубопроводный

транспорт - 2015 (Уфа, УГНТУ); 68-я Международная молодежная научная конференция «Нефть и газ - 2014» (Москва, РГУ нефти и газа имени И.М. Губкина); VIII международная научно-техническая конференция «Надежность и безопасность магистрального трубопроводного транспорта» (Белоруссия, Новополоцк); Международная научно-техническая конференция «Нефтегазовая энергетика 2013» (Украина, Ивано-Франковск). Публикации

Основное содержание работы опубликовано в 10 научных публикациях, 4 статьи в рецензируемых научных журналах, входящих в перечень ВАК РФ, 2 статьи в журналах, индексируемых в международных базах данных Web of Science и Scopus, 4 работы в сборниках материалов международных конференций. Структура и объем работы

Диссертационная работа состоит из введения, 4 глав, основных выводов и списка литературы, изложена на 119 страницах машинописного текста и содержит 48 рисунков, 10 таблиц, 1 приложение и список литературы из 141 наименования.

1 СОВРЕМЕННЫЕ ВИБРОЗАЩИТНЫЕ СИСТЕМЫ ДЛЯ СНИЖЕНИЯ ВИБРАЦИИ ТРУБОПРОВОДНОЙ ОБВЯЗКИ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ МАГИСТРАЛЬНЫХ НЕФТЕПРОВОДОВ

1.1 Источники вибрации на объектах транспорта нефти

На предприятиях топливно-энергетического комплекса (ТЭК) России эксплуатируются десятки тысяч насосных агрегатов для перекачки нефти, нефтепродуктов и других жидкостей с установленными мощностями от 500 до 10000 кВт, с числом оборотов в минуту от 500 до 6000 [32]. Большая часть из них смонтирована в 1960-1980-е годы и наработала более 70 тысяч часов. Физически и морально изнашивается как оборудование нефтеперекачивающих станций (НПС), так и линейная часть. В связи с этим повышение эффективности эксплуатации и надежности энергоемких насосных агрегатов - важнейшая проблема для всей нефтегазовой отрасли.

Несмотря на то, что нефтегазовая отрасль является крайне важной для всей страны, что предопределяет очень высокие требования к качеству изготовления, эксплуатации и ремонту оборудования, уровень аварийности в системах промыслового и магистрального трубопроводного транспорта нефти и газа остается почти неизменным в течение ряда последних лет, достигая нескольких десятков аварий в год [10; 34; 42; 81; 138; 139].

При этом до 70% отказов основного оборудования НПС вызвано износом деталей, накопленными усталостными повреждениями, деформациями. Вместе с тем, более чем в 90% случаев перед выходом машины из строя наблюдается резкое возрастание уровня вибрации. При длительном сроке службы насосного оборудования амплитуда вибрации увеличивается со временем достаточно медленно и имеет линейную характеристику [81], затем начинается резкий рост вибрации, заканчивающийся отказом насосного агрегата.

Известно, что основными причинами возможных отказов насосного оборудования являются динамические (вибрационные) перегрузки роторных машин и

внешние статические напряжения, воздействующие на насосный агрегат через фундамент, трубопроводы и коммуникации [34].

Причины вибрации насосных агрегатов.

Практика исследований насосного оборудования [1; 14-18; 21; 31; 35; 36; 71; 72; 77; 78; 82-84; 115; 116; 121] показывает, что причинами высокой вибрации могут быть ослабление натяга на вкладышах подшипников, вибрации гидродинамического происхождения, дефекты подшипниковых узлов, дисбаланс вращающихся частей ротора, работа вне пределов рабочей зоны и т.д.

Специалисты ИПТЭР [32] пришли к выводу, что все неисправности насосного оборудования можно сгруппировать по трем направленностям:

а) нарушение жесткости крепления насосного агрегата;

б) дефекты электромагнитного происхождения;

в) неисправности, вызванные механическими и гидродинамическими причинами (Рисунок 1.1).

Магистральный насосный агрегат (МНА) состоит из двух машин - электродвигателя и центробежного насоса. Основные вынуждающие силы, вызывающие вибрацию подобных агрегатов, возникают из-за следующих причин: взаимодействие лопаток рабочего колеса с перекачиваемым продуктом и лопастей вентилятора с потоком воздуха при охлаждении электродвигателя; механическое взаимодействие (трение) в различных узлах агрегата; остаточный дисбаланс рабочего колеса насоса и ротора электродвигателя.

Вклад в структуру спектра вынуждающих сил вносят также силы, вызванные механическими и электрическими дефектами [31]. Вынуждающие силы, оказывающие воздействие на МНА, вызывают его вибрацию, как на резонансных частотах отдельных узлов и элементов, опорных и корпусных конструкций, так и на частотах действия этих сил [4;6-8; 20; 23].

Рисунок 1.1 - Этапы диагностирования насосного агрегата [32]

Частоты большей части дискретных составляющих вибрации роторных машин на установившихся режимах работы кратны основной оборотной частоте вращения МНА [23; 31; 32], что дает возможность охарактеризовать его вибрацию, как полигармонический процесс. В спектре вибрации насоса, помимо дискретных гармонических составляющих, которые кратны оборотной частоте, обычно присутствуют иные составляющие, вызванные гидродинамикой потока в корпусе или рабочем колесе, процессами в подшипниках скольжения и качения, резонансом между основными частотами работающего механизма и собственными частотами рамных конструкций, опор или корпуса.

При диагностическом контроле в лопастных насосах проверяется появление и развитие дефектов подшипников, соединительных муфт, вала с рабочим колесом и уплотнений. Если подшипниковые узлы находятся вне корпуса насоса и высокочастотная вибрация гидродинамического происхождения в точках контроля на подшипниковых узлах не превосходит высокочастотную вибрацию, возбу-

ждаемую силами трения в подшипниках, раннее обнаружение дефектов производится по высокочастотной вибрации, а периодичность диагностирования насосов без сильных и средних дефектов составляет 3-6 месяцев. Если подшипниковые узлы встроены в корпус насоса, диагностика по высокочастотной вибрации малоэффективна. Применяется превентивная диагностика по отслеживанию роста развитых дефектов по низкочастотной и среднечастотной вибрации, а периодичность диагностирования снижается до 1-2 месяцев. Оба вида диагностического контроля ориентированы на обнаружение дефектов следующих узлов (кроме состояния уплотнений, которые обычно контролируются по объему утечек жидкости):

- подшипники скольжения (состояние смазки, износ, перегрузка);

- подшипники качения (состояние смазки, износ, перегрузка, раковины, трещины);

- вал с рабочим колесом и соединительной муфтой (гидродинамическая и механическая неуравновешенность, статическая и динамическая несоосность, автоколебания);

- рабочее колесо (бой, дефекты отдельных лопастей);

- поток жидкости (кавитация, повышенная неоднородность потока).

В общем виде основные диагностические признаки дефектов динамических насосов с характерными частотами приведены в Таблице 1.1.

Таблица 1.1 - Основные диагностические признаки дефектов динамических насосов [23]

Наименование Автоспектр Спектр огибающей Примечание

Неуравновешенность рабочего колеса /вр - рост амплитуды; / -нет роста амплитуд Механическая неуравновешенность -нет модуляции; гидродинамическая неуравновешенность -модуляция /вр На выходном трубопроводе без кавитации

Несоосность валов (бой вала) к/вр - рост амплитуд Модуляция к/вр На опорах вращения

Автоколебания к/А - рост амплитуд Модуляция к/А На корпусе

Продолжение таблицы 1.1

Наименование Автоспектр Спектр огибающей Примечание

Бой рабочего колеса к/ ± /вр - модуляция Модуляция к]/л±к2/вр На корпусе

Дефекты лопастей к/ ± /вр - модуляция Модуляция /вр или к/вр и к]/л±к2/вр На корпусе

Повышенная неоднородность потока / - рост амплитуд Случайная НЧ модуляция На корпусе

Начальные формы кавитации к/л - модуляция Только на корпусе, на трубопроводе нет

Развитая кавитация к/, к/л±к/вр; ВЧ - рост амплитуд к/л - модуляция Корпус, трубопровод

Условные обозначения: ВЧ - высокочастотная вибрация; НЧ - низкочастотная вибрация (модуляция);/вр - частота вращения ротора насоса;/л = /р^л - лопастная частота; / - частота автоколебаний рабочего колеса; 2л - число лопастей рабочего колеса.

Таблица 1.2 - Характерные частоты вибрации МНА [23]

Дефект Напр. Гармоника Частота, Гц

Неуравновешенность ротора электродвигателя: оборотная частота и ее гармоники У 1 50

2 100

3 150

Несоосность: оборотная частота и ее вторая гармоника 7, X 1 50

2 100

Неоднородность потока воздуха в системе охлаждения эл. двигателя: лопастная частота крыльчатки и ее гармоники у, X 1 315

2 630

3 800 или 1к

Неуравновешенность рабочего колеса насоса: оборотная частота и ее гармоники У 1 50

2 100

3 150

Неоднородность потока нефти в проточной части насоса: лопастная частота рабочего колеса, ее гармоники У, X 1 300; 350

2 600; 700

3 900;1050

Кавитация: лопастная частота раб. колеса насоса, нижняя (б.н.) и верхняя (б.в.) частоты боковых полос у, X 1 300; 350

б.н. 315

б.в. 400

Масляный вихрь в подшипниках скольжения: субгармоника оборотной частоты У 20...25

Продолжение таблицы 1.2

Дефект Напр. Гармоника Частота, Гц

Дефекты лопастей раб. колеса насоса: оборотная частота и ее гармоники, лопастная частота, нижняя (б.н.) и верхняя (б.в.) частоты боковых полос ^ X 1 50

2 100

3 160

1 350

б.н. 315

б.в. 400

Силы электромагнитного происхождения: частота сети питания и ее вторая гармоника ^ X 1 50

2 100

Резонансы колебательной системы агрегат-рама-опоры-отводы труб. Y 16, 20, 25, 31,5

Направления: Z - вертикальное, Y - горизонтально-поперечное, X - горизонтально-осевое

Таблица 1.3 - Характерные частоты вибрации радиально-упорного подшип-

ника [23]

Дефект Напр. Гармоника Частота, Гц

Неуравновешенность, перекос внутреннего кольца Z, Y 1 50

Некруглая посадка подшипника Z, Y 1 50

2 100

3 150

Овальность внутреннего кольца Z, ^ X 1 100

Групповое движение шариков Z, Y 1 200 или 250

Единичный дефект на наружном кольце Z, Y 1 200 или 250; ВЧ: 1к, 1,25к, 1,6к, 2к, 2,5к

Единичный дефект на внутреннем кольце Z, Y 1 315; ВЧ: 1к, 1,25к, 1,6к, 2к, 2,5к

Дефект шарика Z, Y 1 250; ВЧ: 1к, 1,25к, 1,6к, 2к, 2,5к

Гранность шариков (одна грань) Z, Y 1 1600

Гранность шариков (две грани) Z, Y 1 3150

Разноразмерность шариков Z. Y 1 100 или 125

Примечания: 1. Направления: Z - вертикальное, Y - горизонтально-поперечное, X - горизонтально-осевое; 2. ВЧ - высокочастотные составляющие спектра вибрации.

Основным источником вибрации насосного агрегата является ротор. Неуравновешенность ротора является одной из периодических центробежных сил, которые вызывают полигармонический вибрационный процесс перекачивающего оборудования [32].

Причиной дисбаланса является несовпадение центров масс вращающихся роторов с осью вращения. Это несовпадение может быть вызвано разными причинами, такими как неправильный монтаж, заводские дефекты, износ и дефекты, возникшие при эксплуатации агрегатов, прогиб ротора и др. [31].

Возможны три вида неуравновешенности ротора: статическая, динамическая и комбинированная [23].

Вынуждающими силами при динамическом дисбалансе являются центробежные силы, создаваемые массами, вращающимися вокруг центра вращения, поэтому вибрация, вызванная дисбалансом, является гармоническим процессом с частотой, совпадающей с частотой вращения ротора.

Рабочая частота вращения роторов асинхронных электродвигателей типа 4АЗМВ-2000/10000 и 4АЗМВ-2500/10000 составляет 2979 об/мин. При частоте питающей сети 50 Гц основная дискретная составляющая вибрации, вызванной дисбалансом, с учетом колебаний частоты вращения наблюдается на частоте 49,65 ± 0,74 Гц.

Для синхронных же электродвигателей марок СТД и СТДП рабочая частота вращения роторов составляет 3000 об/мин. Основная дискретная составляющая -50±0,75 Гц.

Основным признаком дисбаланса является наличие дискретной составляющей спектра виброскорости подшипниковых узлов в радиальных направлениях, т. е. в вертикальном и горизонтально-поперечном направлениях на частоте вращения ротора. При этом горизонтально-осевая составляющая виброскорости на этой частоте меньше вертикальной и горизонтально-поперечной составляющих. В спектрах вибрации, вызванной дисбалансом, могут наблюдаться вторая и третья гармоники оборотной частоты [73], однако их уровни всегда меньше уровня оборотной составляющей и, хотя и должны учитываться, не ока-

зывают столь существенного влияния на общий уровень вибрации, как оборотная частота.

Все эти неуравновешенности могут возникать вследствие недостатков конструкции, неточностей изготовления, сборки, они могут появляться в процессе эксплуатации. Например, причиной статической неуравновешенности может служить несоосность поверхностей втулок и шеек вала, разница в массах конструктивных элементов, находящихся на противоположных сторонах ротора (изломы лопаток, засорение каналов рабочего колеса и др.) [26]

На Рисунке 1.2 представлен характерный спектр виброскорости, снятый с электродвигателя насосного агрегата НМ 10000-210 со сменным рабочим колесом на 1,25 номинальной подачи (1,25Оном) при наличии неуравновешенности его ротора.

1 Поперечно [СКЗ: 16,8 им/с] | о || В

1

J ■Л___ 1 ±_ л. ... к .А .Л

0 120 "180 240 МО 360 420 480 5+0 600 660 720 780 840 900 1000

Х=50 Гц У=10.6678 мгл^с Х2=1СС Гц У2=3.7'17 мы'с Х-Х2=50 Гц М ощность(СКЗ)=*12.4474 ми'с

Рисунок 1.2 - Спектр виброскорости электродвигателя при наличии неуравновешенности ротора насосного агрегата НМ 10000-210 со сменным рабочим колесом на 1,25 0ном

Из Рисунка 1.2 видно, что вибрация происходит на частоте вращения ротора (50 Гц). Высокочастотные составляющие практически отсутствуют.

Неуравновешенность ротора возрастает в процессе эксплуатации. Это обстоятельство связано с нарушением весовой симметрии, вследствие влияния местных повышений температуры, отложений, износа и т.д.

Возникновение вибрации может быть связано с нарушением элементов подшипников, дефектами их посадки, износом. Вследствие прецессии шейки вала сила реакции в подшипнике меняется и становится нелинейной по отношению к перемещению оси шейки. Возникающая нелинейность в сочетании с эффектом трения в масляной пленке может вызывать автоколебания подшипников скольжения с частотой примерно равной половине частоты вращения [23].

Вибрация возможна вследствие искривления линий валов всего агрегата (расцентровка). Данный вид вибрации возникает, как правило, на второй гармонике основной (оборотной) роторной частоты. Причиной вибрации может быть также неперпендикулярность плоскостей полумуфт оси вращения, ослабление посадки полумуфт. Все это влияет на характер упругой линии агрегата и на прогиб валов. Вибрация, связанная с этими явлениями, возникает на оборотной и кратных частотах [23].

Следует отметить, что колебания, связанные с взаимодействием гармонических сил неуравновешенного ротора и нелинейным откликом подшипниковых опор, характерны для электродвигателей в силу больших масс роторов и дисбалансов.

Вибрации возникают также при эксплуатации оборудования в режимах, отличных от оптимальных. Эксплуатация насосов на режимах, отличных от номинальных, приводит к отказам агрегатов, динамической перегрузке деталей и узлов роторных систем, повышенной вибрации [26]. В ряде случаев вибрация электродвигателей превышала допустимые значения в 15-20 раз, а на иных режимах вибрация запорной арматуры и электродвигателей превосходила допустимые величины в 20-30 раз [31].

Гидродинамические источники вибрации насосных агрегатов описываются в ряде работ [13; 20; 40; 41; 85; 96; 97]. Речь идет о гидродинамической вибрации

в проточной части и рабочем колесе, которая передается в виде колебаний на корпус МНА (Рисунок 1.3).

а

& 4 Поперечно [СКЗ: 16.9 мм/с] | ■=■ Ц

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Токарев Артём Павлович, 2019 год

/ ч

/

/

/

/ \

/

/

0,002

0,004 0,006 0,008

—Характеристика пружины

0,01 0,012 Осадка пружины, м

Рисунок 4.2 - Силовая характеристика пружины при применении системы гашения. Вертикальными линиями показан рабочий диапазон пружины

Схема установки пружин по сечению трубопровода представлена на Рисунке 4.3.

1 - сечение трубопровода; 2 - места установки тарельчатых пружин;

3 - тарельчатые пружины.

Рисунок 4.3 - Схема виброзащитной системы с отрицательной жесткостью для гашения колебаний рассматриваемого участка обвязки насосного агрегата

При установке пружины предварительно поджимаются до рабочего диапазона. Таким образом, одновременно по одной оси на трубопровод действуют две тарельчатые пружины, восстанавливающие силы которых имеют противоположно направленные векторы. Сумма их силовых характеристик создает «отрицательную» жесткость в пределах амплитуды колебаний трубопровода. Учитывая «положительную» жесткость самого трубопровода и сложив соответствующую ей силовую характеристику с силовыми характеристиками пружин, мы получаем суммарную силовую характеристику рассматриваемого участка обвязки и виброизолятора с отрицательной жесткостью (Рисунок 4.4).

х, мм

---Характеристика 1 пружины — Характеристика 2 пружины

-Характеристика трубопровода ----Суммарная характеристика системы

Рисунок 4.4 - Силовая характеристика виброзащитной системы с отрицательной жесткостью для гашения колебаний всасывающего трубопровода насосного агрегата

Данная силовая характеристика (Рисунок 4.4) построена в пределах максимально допустимой амплитуды, согласно [29], при движении рассматриваемого участка обвязки в процессе колебаний в одну сторону от положения равновесия -в сторону, обратную вектору с х на Рисунке 4.5. Суммарная характеристика при этом определяется по следующей формуле:

^с = с'х + _ , (4 2)

где Г2 - силовые характеристики 1 и 2 пружин соответственно.

При движении трубопровода в противоположную сторону силовая характеристика будет аналогичной.

Применение описанных тарельчатых пружин для гашения вибрации всасывающего трубопровода насосного агрегата НМП 5000-90 снижает его коэффициент жесткости до 1800000 Н/м, снижая тем самым собственную частоту его коле-

баний до foi = 9,5 Гц и выводя его из зоны резонанса. Отношение собственной и возмущающей частот составляет f01 / fp = 0,285, условие (3.5) выполняется.

Рисунок 4.5 - Схема действия восстанавливающих сил тарельчатых пружин в период движения моделируемого участка трубопровода в направлении, обратном вектору сх

Основная роторная частота насосного агрегата /р1 = 16,67 Гц (Таблица 2.6) при этом также не попадает в зону резонанса: /01 //Р1 = 0,57.

4.3 Виброзащитная система с отрицательной жесткостью на основе направляющих специальной формы

Для защиты от вибрации эффективны системы, имеющие как можно меньшую жесткость [46, 48]. Система с отрицательной жесткостью (как и в целом с заданными силовыми характеристиками), помимо описанной в пп.4.1, может быть построена также на основе направляющих специальной формы (Рисунок 4.6).

///////

1 - направляющие специального профиля; 2 - катковая опора; 3 - пружина сжатия; 4 -направляющий стакан; 5 - жесткая связь; 6 - трубопровод; 7 - хомуты; Б0 - вынуждающая сила; Б* - восстанавливающая сила. Рисунок 4.6 - Виброзащитная система с отрицательной жесткостью на основе направляющих специальной формы

В качестве упругого элемента выбрана пружина сжатия 3, которая перемещается перпендикулярно оси направляющих специального профиля 1 с помощью катковых опор 2. Пружина сжатия через жесткую связь 5 жестко соединена с трубопроводом 6.

Форму направляющих при этом необходимо рассчитывать для каждого случая отдельно. Расчетная схема представлена на Рисунке 4.7.

Рисунок 4.7 - Расчетная схема виброзащитной системы с отрицательной жесткостью на основе направляющих специальной формы

Амплитуду восстанавливающей силы Б(х) определяем по формуле:

Р (х) = -

дП

дх '

(4.3)

где П - потенциальная энергия упругого элемента; с1 - коэффициент жесткости пружины;

(^ — у) - амплитуда сжатия пружины.

Потенциальная энергия сжатой пружины равна

П=с (10 — 2 у) (4.4)

где у - функция, определяющая форму направляющих;

¡о - длина ненапряженной пружины.

В рассматриваемом случае длина ненапряженной пружины ^ больше длины пружины L0 в нулевом положении (х=0).

Так как функция у зависит только от координаты x, то можно свести дифференциальное уравнение в частных производных к обыкновенному дифференциальному уравнению:

ед = —2 сг(2у-10)% . (4.5)

Начальное условие для данного дифференциального уравнения: при х0=0 У0=Ц/2.

Амплитуду восстанавливающей силы х можно записать как

F (х) = Ь — с* ■ х. (4.6)

Решая дифференциальное уравнение (4.5), можно получить форму направляющих, определяемую функцией у для заданной силы F(x). Требуется получить восстанавливающую силу, для получения отрицательной жесткости.

Дифференциальное уравнение (4.5) с учетом (4.6) можно переписать в следующем виде

—( Ь — с^х) = — 2 сг ( 2 у — 1 0)£. (4.7)

Начальное условие: при х0=0 у0=Ь0/2.

Решив дифференциальное уравнение (4.7), получим:

( Ь — с* ■ х) дх = 2 с±(2у — I0 ) ду;

Ь д х — с * ■ х д х = 4 с± у ду — 2 сг10ду;

Ьх — = — 2 сг1о у + Съ где С1 - постоянная интегрирования.

Начальное условие для данного дифференциального уравнения: при х0 = 0 у0 = Ь0/2. Найдем С1.

О =-^-2 с1/0(^^) + С1,

О =

-С11оЬо+У,

— ¿о^о Подставим.

Ъх —

С*'х2-4С1'у2-2с110у + с11010-С1-1°

2 2 * и и 2 4сг-у2 „ , с*-х2 / , 1 т сг-Ь02

2 - 2сг10у + - Ьх + с^Ьо - 2

= О,

С* 'X

Сл -I

1

■ у — 2сг10у + --Ьх + с^Ьо — 2

2С1 ■ у2 - 2с^оУ + ^о = О, где ^о = - Ьх + с^о -

= О,

с!-г0±

У =

2с1 ~Е) о "¿0

2Сл

При знаке минус получаем профиль направляющих для пружины сжатия (Рисунок 4.8)

Рисунок 4.8 - Профиль направляющих для виброзащитной системы с отрицательной

жесткостью

Профиль направляющих рассчитывался для создания величины отрицательной жесткости сн = 19558000 Н/м, при которой жесткость системы «трубопровод - виброизолятор» становится аналогичной виброизолятору на основе тарельчатых пружин - сс = 1800000 Н/м. Тем самым, как и при использовании тарельчатых пружин, собственная частота колебаний трубопровода снижается до /0! = 9,5 Гц. Отношение собственной и возмущающей частот составляет /0! //р = 0,285, условие (2.5) выполняется.

Выводы по главе 4

1 Предложен виброизолятор на основе тарельчатых пружин, который позволяет использовать участок с отрицательной жесткостью для снижения вибрации обвязки, работающей в условиях резонанса, за счет уменьшения собственных частот колебаний системы «трубопровод - виброизолятор».

2 Разработан пассивный виброизолятор на основе упругого элемента, перемещающегося вдоль направляющих расчетной формы перпендикулярно их оси, позволяющий создавать силовые характеристики заданной формы. Рассчитана форма направляющих, с помощью которых создается отрицательная жесткость на необходимом участке виброперемещений трубопровода обвязки для снижения собственных частот колебаний системы «трубопровод - виброизолятор» и вывода трубопровода из зоны резонанса.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1 Установлено, что наиболее распространенными виброзащитными системами для трубопроводной обвязки насосных агрегатов магистральных нефтепроводов являются пружины сжатия и динамические гасители колебаний. Однако, их применение для снижения вибрации трубопроводов обвязки в условиях резонанса не является достаточно эффективным.

2 На основе анализа вибрации и режимов работы насосных агрегатов марок НМ 10000-210 и НМП 5000-90 установлено, что в ряде случаев причинами повышенных колебаний является резонанс между возмущающими частотами данных насосных агрегатов и собственными частотами трубопроводов обвязки.

3 Установлено, что применение в условиях резонанса трубопроводов обвязки с возмущающими частотами насосного агрегата виброзащитных систем с отрицательной жесткостью позволяет снизить собственные частоты колебаний защищаемого объекта и вывести его из зоны резонанса. По результатам эксперимента на модели исследуемой обвязки установлено, что на резонансной частоте 34 Гц при применении предлагаемой виброзащитной системы величина виброскорости понижена с 23,4 мм/с до 5,9 мм/с. Применение виброзащитных систем, имеющих силовую характеристику с петлями гистерезиса, целесообразно в случаях, когда вибрации трубопровода не вызваны резонансом.

4 Разработан алгоритм определения величины отрицательной жесткости виброзащитной системы для заданного участка трубопроводной обвязки при частотах, близких к резонансу, включающий в себя нахождение необходимой частоты колебаний системы «трубопровод - виброизолятор» из условия отстройки от резонанса, ее жесткости и необходимого значения отрицательной жесткости. На его основе разработаны пассивные виброизоляторы с отрицательной жесткостью в двух вариантах: на основе тарельчатых пружин и на основе упругого элемента, перемещающегося вдоль направляющих расчетной формы перпендикулярно их оси. Теоретически доказано, что предложенные системы с отрицательной жесткостью позволят снизить собственную частоту всасывающего трубопровода насос-

ного агрегата НМП 5000-90 с 34,50 Гц до 9,50 Гц, что обеспечит вывод трубопроводов обвязки из зоны, близкой к резонансу с возмущающими частотами насоса.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Агафонов, А.В. Разработка и исследование обвязки магистрального насосного агрегата в условиях повышенной вибрации. / А.В. Агафонов, В.А. Ворков, М.А. Федотенко // Известия Самарского научного центра Российской академии наук. - 2011. - Т. 13, №4(4). - С. 1139-1142.

2. Алабужев, П.М. Виброзащитные системы с квазинулевой жесткостью / П.М. Алабужев, A.A. Гритчин; под ред. K.M. Рагульскиса. - Л.: Машиностроение, 1986. - 96 с.

3. Алабужев, П.М. Использование систем почти постоянного усилия для защиты от вибрации в ручных инструментах / П.М. Алабужев, А.К. Зуев, М.Ш. Кирнарский. // В кн.: Пути снижения вибрации и шума ручных машин. - М.: ЦНИИТЭстроймаш, 1973. - С. 70.

4. Алексеев, С.П. Борьба с шумом и вибрацией в машиностроении / С.П. Алексеев, A.M. Казаков, H.H. Колотилов. - М.: Машиностроение, 1970. - 208 с.

5. Андреева, Л.Е. Упругие элементы приборов. / Л.Е. Андреева. - М.: Машиностроение, 1981. - 391 с.

6. Бидерман, В.Л. Справочник по механическим колебаниям. / В.Л. Бидерман. -М.: Высш. Школа, 1983. - 245 с.

7. Бидерман, В.Л. Теория механических колебаний: Учебник для вузов. / В.Л. Бидерман. - М.: Высш. Школа, 1980. - 408 с.

8. Блехман, И.И. Вибрационная механика. / И.И. Блехман. - М.: Физматлит, 1994. - 400 с.

9. Богатенков, Ю.В. Насосные агрегаты с упругими пластинчатыми муфтами и виброизолирующими рукавами / Ю.В. Богатенков, П.И. Корчагин, A.M. Акбердин // Трубопроводный транспорт нефти. - 2001. - №6. - С. 11-12.

10. Бордюгов, С.И. Проблемы нормализации состоянии валопроводов ГПА для дожимных компрессорных станций / С.И. Бордюгов, A.B. Чеплыгин, О.В. Ильина, А.И. Резвых // Химическое и нефтегазовое машиностроение. -2008. - №2. - С. 23-25.

11. Борисов, Л.П. Звукоизоляция в машиностроении / Л.П. Борисов, Д.Р. Гужас. -М.: Машиностроение, 1990. - 256 с.

12. Брановский, М.А. Исследование и устранение вибрации турбоагрегатов. / М.А. Брановский. - М.: Энергия, 1969. - 232 с.

13. Бреннер, Н. Экспериментальные исследования динамики кавитирующих насосов // Труды американского общества инженеров-механиков. Теоретические основы инженерных расчетов. - 1978. - №2. - С. 23-25.

14. Валеев, А.Р. Вибрационная и сейсмическая защита системами с малой жесткостью/ А.Р. Валеев, Г.Е. Коробков // 7th International Youth Oil&Gas Forum. Сб. тез. - Алматы, 2010. - С. 117-120.

15. Валеев, А.Р. Виброизоляционная подвеска валов с квазинулевой жесткостью / А.Р. Валеев, А.Н. Зотов, А.Ю. Тихонов // Проблемы сбора, подготовки и транспорта нефти и нефтепродуктов. - 2010. - №3. - С.68-71.

16. Валеев, А.Р. Защита от вибрации поршневых и центробежных газоперекачивающих агрегатов / А.Р. Валеев, Г.Е. Коробков // Актуальные проблемы науки и техники: Сб. тр. II Междунар. конф. мол. ученых / УГНТУ. Уфа, 2010. -Т.1. - С. 58-60.

17. Валеев, А.Р. Новые конструктивные методы повышения сейсмостойкости трубопроводов / А.Р. Валеев, А.Н. Зотов // Электронный научный журнал «Нефтегазовое дело». - 2010. - №1. Режим доступа: http://ogbus.ru/article/view/novye-konstruktivnye-metody-povysheniya-

sej smostojkosti-truboprovodov.

18. Валеев, А.Р. Применение системы с квазинулевой жесткостью для защиты роторных машин от вибрации / А.Р. Валеев, А.Н. Зотов, А.Ю. Тихонов // Морские интеллектуальные технологии. 2010. - №2 - С. 35-37.

19. Валеев, А.Р. Уменьшение динамических воздействий на объекты магистральных нефтегазопроводов. Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук. - Уфа, 2012. - 148 с.

20. Вибрации в технике: справочник в 6-ти т. / Ред. В.Н. Челомей. - М.: Машиностроение, 1978:

Т.1. Колебания линейных систем / Под ред. В.В.Болотина. 1978. - 352 с. Т.2. Колебания нелинейных механических систем / Под ред. И.И. Блехмана. -1979.-351 с.

Т.З. Колебания машин, конструкций и их элементов / Под ред. Ф.М. Диментберга, К.С. Колесникова. 1980. - 544 с.

Т.4. Вибрационные процессы и машины / Под ред. Э.Э. Лавендела. 1981. -509 с.

Т.5. Измерения и испытания / Под ред. М.Д. Генкина. 1981. - 496 с. Т.6. Защита от вибрации и ударов / Под ред. К.В. Фролова. - 1981. -456 с.

21. Вибрация энергетических машин. Справочное пособие. / Под ред. д-ра техн. наук проф. Н.В. Григорьева. - Л.: "Машиностроение" (Ленингр. отд-ние), 1974. - 464 с.

22. Вибродемпфирующие компенсационные элементы и системы ВКС как средства повышения надежности насосно-энергетического оборудования / Новые высокие технологии для газовой, нефтяной промышленности, энергетики и связи / А.Г. Гумеров, P.C. Гумеров, В.Т. Хангильдин и др. // Тез. стенд, докл. IX ежегодно. Междунар. Конгресса. Уфа, 1999. - С. 16-17.

23. Вибродиагностика: Моногр. / Розенберг Г.Ш., Мадорский Е.З., Голуб Е.С. и др.; Под ред. Г.Ш. Розенберга. - СПб.: ПЭИПК, 2003. - 284 с.

24. Гехман, A.C. Расчет, конструирование и эксплуатация трубопроводов в сейсмических районах / A.C. Гехман, Х.Х. Зайнетдинов. - М.: Стройиздат, 1988. - 184 с.

25. Глушков, С.П. Гидравлический корректор жесткости / С.П. Глушков, A.M. Барановский // Снижение вибрации на судах : сб. науч. тр. / : Новосиб. ин-т. инж. вод. трансп., 1991. - С. 26 - 33.

26. Гольдин, А.С. Вибрация роторных машин. / А.С. Гольдин. - М.: Машиностроение, 1999. - 344 с.

27. ГОСТ 24346-80. Вибрация. Термины и определения = Vibration Terms and definitions. - Введ.01.01.1981. - М.: Изд-во стандартов, 1981. - 61с.: ил.

28. ГОСТ 3057-90. Тарельчатые пружины/ Общие технические условия. Введ.01.09.1991. - М.: Изд-во стандартов, 1990. -38с.

29. ГОСТ 32388-2013 Трубопроводы технологические. Нормы и методы расчета на прочность, вибрацию и сейсмические воздействия. - Введ. 01.08.2014. Переиздание 01.11.2016 г. - М.: Стандартинформ, 2016. - 114 с.

30. ГОСТ 6134-2007. Насосы динамические. Методы испытаний. -Введ.08.06.2007. - М.: Стандартинформ, 2008. - 95 с.

31. Гумеров, А.Г. Виброизолирующая компенсирующая система насосно-энергетических агрегатов / А.Г. Гумеров, P.C. Гумеров, Р.Г. Исхаков, Л.Ф. Новикова, Т.В. Хангильдин. - Уфа, 2008. - 328 с.

32. Гумеров, А.Г. Диагностика оборудования нефтеперекачивающих станций / А.Г. Гумеров, P.C. Гумеров, A.M. Акбердин. - М.: Недра, 2003 - 347 с.

33. Гумеров, А.Г. О внедрении виброизолирующих компенсирующих систем / А.Г. Гумеров // Трубопроводный транспорт нефти. - 2006. - №10. - С. 12-14.

34. Гумеров, А.Г. Эксплуатация оборудования нефтеперекачивающих станций / А.Г. Гумеров, P.C. Гумеров, A.M. Акбердин. - М.: Недра, 2001 - 475 с.

35. Гурова, Е.Г. Виброизолирующая подвеска судовой энергетической установки с нелинейным электромагнитным компенсатором жесткости: дис. ... канд. техн.наук: 05.08.05 / Гурова Елена Геннадиевна. - Новосибирск, 2008. - 198 с.

36. Гурова, Е.Г. Результаты испытаний виброизолятора с электромагнитным компенсатором жесткости / Е.Г. Гурова, В.Ю. Гросс // Сибирский научный вестник / Новосиб. гос. акад. вод. трансп. Новосибирск. - 2008.- № 11. - с. 6870.

37. Демиденко, A.A. О внедрении виброизолирующей компенсирующей системы / A.A. Демиденко, Т.В. Хангильдин// Трубопроводный транспорт нефти. - М., 2004. - №3. - С. 12-14.

38. Детали машин. Учебник для машиностроительных специальностей/ М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. - М.: Высш. шк., 2003. - 408 с. ил.

39. Динамика и прочность машин. Теория механизмов и машин. Т. 1-3. В 2-х кн. Кн. 1 / К.С. Колесников, Д.А. Александров, В.К. Асташев и др.; под общ. ред. К.С. Колесникова. - М.: «Машиностроение», 1994. - 534 с , ил.

40. Динамика насосных систем. Сборник научных трудов. - Киев: Наукова думка, 1980. - 165 с.

41. Ершов, В.Н. Неустойчивые режимы турбомашин. / В.Н. Ершов. - М.: Машиностроение, 1966.-178 с.

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

43. Зотов, А.Н. Systems with quasi-zero-stiffness characteristic / A.H. Зотов // Proceedings. IPACS Open Access Electronic Library, OPEN LIBRARY, 6th EUROMECH Nonlinear Dynamics Conference, ENOC 2008.

44. Зотов, A.H. Амортизатор нелинейного принципа действия / А.Н. Зотов // Проблемы строительного комплекса России: материалы VIII международной научно-технической конференции. Т. II. - Уфа, 2004. - С. 24.

45. Зотов, А.Н. Амортизаторы с квазинулевой жёсткостью / А.Н. Зотов // Вычислительная механика деформируемого твёрдого тела: труды международной научно-технической конференции. В двух томах. - М.: МИИТ, 2006. - С. 180183.

46. Зотов, А.Н. Амортизаторы с квазинулевой жесткостью / А.Н. Зотов // Нефтегазовое дело. - 2005. - №3. - С. 265 - 272.

47. Зотов, А.Н. Амортизаторы с силовой характеристикой, имеющей участки квазинулевой жесткости при наличии трения / А.Н. Зотов, И.Е. Ишемгужин, Е.И. Ишемгужин, А.Р. Атнагулов // Нефтегазовое дело. - 2007. - Т. 5. - №1.1. С. 229-233.

48. Зотов, А.Н. Виброзащитные и ударозащитные системы пассивного типа на базе упругих элементов с участками квазинулевой жесткости / А.Н. Зотов // Известия вузов. Сер. Машиностроение. - 2006. - № 7. - С. 10-18.

49. Зотов, А.Н. Виброзащитные и ударозащитные системы, имеющие силовые характеристики с петлями гистерезиса прямоугольной формы / А.Н. Зотов, А.Ю. Тихонов, А.Р. Валеев // Известия высших учебных заведений «Горный журнал». - 2010. - №1. - С. 125- 132.

50. Зотов, А.Н. Виброзащитные системы пассивного типа с силовыми характеристиками, имеющими петли гистерезиса прямоугольной формы / А.Н. Зотов // Вибрационные машины и технологии: сборник научных трудов. - Курск. -2008. - С. 360 - 367.

51. Зотов, А.Н. Виброизолятор нелинейного принципа действия / А.Н. Зотов // Механика и процессы управления. Т. 2, труды XXXIV Уральского семинара по механике и процессам управления. - Екатеринбург, 2004. - С. 435-437.

52. Зотов, А.Н. Виброизоляторы квазинулевой жёсткости / А.Н. Зотов // Материалы XXV Российская школа по проблемам науки и технологий, посвященная 60-летию Победы. - Екатеринбург: УрО РАН, 2005. - С. 263-265.

53. Зотов, А.Н. Виброизоляторы квазинулевой жёсткости / А.Н. Зотов // Проблемы строительного комплекса России: материалы X Международной научно-технической конференции. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 2006. - Т. 2. - С. 19-20.

54. Зотов, А.Н. Виброизоляторы с квазинулевой жесткостью / А.Н. Зотов // Известия высших учебных заведений «Горный журнал». - 2007. - № 2. - С. 147151.

55. Зотов, А.Н. Виброизоляторы с квазинулевой жёсткостью / А.Н. Зотов // Научно-технический и производственный сборник статей III международной научно-технической конференции «Вибрация машин, снижение, защита». -Донецк. 23 - 25 мая 2005. - С. 51 - 55.

56. Зотов, А.Н. Виброизоляторы с квазинулевой жесткостью / А.Н. Зотов // Нефтепромысловое дело. - 2001. - №1. - С. 78.

57. Зотов, А.Н. Динамика виброзащитных систем нефтепромыслового оборудования с использованием эффекта квазинулевой жесткости: Дис. ... докт. техн. наук.: 05.02.13, 01.02.06 / Зотов Алексей Николаевич. - Уфа, 2009. - 351 с.

58. Зотов, А.Н. Моделирование виброзащитной системы / А.Н. Зотов, Д.В. Евтушенко, А.Л. Сухоносов // Материалы 58-й научно-технической конференции студентов, аспирантов и молодых ученых. - Уфа: УГНТУ, 2007. - Кн. 1. - С. 23.

59. Зотов, А.Н. Нелинейный виброизолятор / А.Н. Зотов // Математическое моделирование механических явлений: материалы Всероссийской н/техн. конференции. - Екатеринбург, 2004. - С. 90-93.

60. Зотов, А.Н. Нелинейный виброизолятор / А.Н. Зотов // Международная конференция «Наука на рубеже тысячелетий», Сборник научных статей по материалам конференции. - Тамбов. - 29 - 30 октября 2004. - С. 387-378.

61. Зотов, А.Н. Нелинейный виброизолятор нового принципа действия / А.Н. Зотов // Динамика систем, механизмов и машин: материалы V Международной научно-технической конференции. - Омск: Изд-во ОмГТУ, 2004. -С. 26-28.

62. Зотов, А.Н. Нелинейный низкочастотный виброизолятор / А.Н. Зотов // Аши-ровские чтения: материалы международной научно-практической конференции. - Самара. - 23 - 24 октября 2004. - С. 46.

63. Зотов, А.Н. Определение жесткости пружины виброзащитного устройства / А.Н. Зотов, Д.В. Евтушенко, А.Л. Сухоносов // Материалы 58-й научно-технической конференции студентов, аспирантов и молодых ученых. - Уфа: УГНТУ. 2007. - Кн. 1. - С. 24.

64. Зотов, А.Н. Системы с квазинулевой жесткостью / А.Н. Зотов // Материалы научного семинара стипендиатов программы «Михаил Ломоносов» 2006/07года. - М.: 2007. - С. 258-261.

65. Зотов, А.Н. Ударозащитная система с квазинулевой жесткостью / А.Н. Зотов, Д.Т. Ахияров, Р.Ф. Надыршин // Нефтегазовое дело. - 2006.- №4. - С. 289.

66. Зотов, А.Н. Ударозащитные системы с участками квазинулевой жесткости / А.Н. Зотов // Проблемы строительного комплекса России: материалы X Международной научно-технической конференции. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 2006.-Т. 2.-С. 21 -22.

67. Зотов, А.Н., Нелинейный виброизолятор с квазинулевой жесткостью / А.Н. Зотов, Д.И. Шайбаков // Проблемы строительного комплекса России: материалы IX Международной научно-технической конференции. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 2005. - С. 287 - 288.

68. Зуев, А.К. Виброзащитный механизм для клепальных молотков / А.К. Зуев,

A.А. Никитин // Вопросы динамики механических систем виброударного действия сб. науч. тр. / Новосиб. ин-т инженеров вод. трансп., 1973.-С. 50-52.

69. Ильин, В.А. Математический анализ / В.А. Ильин, В.А. Садовничий, Б.Х. Сендов. - М.: Издательство МГУ, 1985. - 660 с.

70. Ильинский, B.C. Защита РЭА и прецизионного оборудования от динамических воздействий /B.C. Ильинский. - М.: Радио и связь, 1982. - 143 с.

71. Исследование и разработка системы виброизоляции насосных агрегатов БКСН на основе упругих амортизирующих креплений: Отчет о НИР / ВНИ-ИСПТнефть; Руководитель В.Г. Хангильдин. 2-1-83-2. - Уфа, 1986

72. Керг, Р.Г. Устойчивость и неустановившееся движение в опорном подшипнике скольжения, установленное на податливых опорах с демпфированием / Керг Р.Г., Гантер Е.Ж. // Труды Американского Общества инженеров-механиков. - М.: 1976, В 98 №2, с. 207-222.

73. Колпаков, А.Л. Вибрация валов насосных агрегатов для перекачки нефти и нефтепродуктов: Дис. ... канд. техн. наук.: 05.04.07 / Колпаков Александр Львович. - Уфа, 1998. - 139 с.

74. Кононенко, В.О. Колебательные системы с ограниченным возбуждением /

B.О. Кононенко. - М.: Наука, 1964.- 254 с.

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

76. Коршак, А.А. Нефтеперекачивающие станции / А.А. Коршак, Л.П. Новоселова. - Уфа: ДизайнПолиграфСервис, 2008. - 384 с.

77. Костюков, В.Н., Науменко А.П. Основы виброакустической диагностики машинного оборудования // Учебное пособие. - Омск: НПЦ «ДИНАМИКА», 2006. - 283 с.

78. Кутуков, С.Е. Информационно-аналитические системы магистральных трубопроводов. - М.: СИП РИА, 2002. - 324 с.

79. Лебедев, О.Н. Гидравлическая модель корректора жесткости / О.Н. Лебедев,

A.К. Зуев, A.M. Барановский // Дизельные энергетические установки речных судов : сб. науч. тр. - Новосибирск: Новосиб. гос. акад. вод. трансп., 1998. -С.60-63.

80. Левитский, Н.К. Колебания в механизмах: Учеб. пособие. / Н.К. Левитский. -М.: Наука, 1988. -336 с.

81. Лисин, Ю.В. Насосный агрегат с виброизолирующей компенсирующей системой / Ю.В. Лисин, А.Г. Гумеров, В.Г. Хангильдин, Р.Г. Исхаков,

B.И. Гуртовой // Трубопроводный транспорт нефти. - 2000.- №9. - С. 2-6.

82. Максимов, С.П. Экспериментальное исследование автоколебаний ротора в подшипниках скольжения / С.П. Максимов. - Изв. АН СССР: Механика и машиностроение. - 1964. - №4. - С. 6.

83. Марчик, H.A. Характеристика вибрационных процессов установок глубокого бурения и методы их снижения / H.A. Марчик, А.Г. Дербас, О.В. Чернявская и др. // Разработка рудных месторождений. - 2010. - вып. 93. - С. 4.

84. Методика диагностирования насосных агрегатов магистральных насосов на базе переносных приборов ВВМ-337. - Уфа: ВНИИСПТнефть, 1988. - 143 с.

85. Михайлов, А.Н. Лопастные насосы / А.Н. Михайлов, В.В. Малюшенко. - М.: Машиностроение, 1977.- 288 с.

86. Мустафин, Ф.М. Технология сооружения газонефтепроводов / Ф.М. Мустафин, Л.И. Быков. - Уфа: Нефтегазовое дело, 2007. - 632 с.

87. Овечкин, Е.И. Анализ причин вибрации газоперекачивающих агрегатов / Е.И. Овечкин // В сб. Транспорт и хранение газа, 1980.- №2. - С. 11-17.

88. Основные направления исследований и разработки бортовой аппаратуры для экспериментов в условиях невесомости. Центральный Научно -Исследовательский Институт Машиностроения. - М.: Лаборатория микрогравитации ЦНИИМАШ, 2001. - 66 с.

89. ОСТ 36-146-88 Опоры стальных технологических трубопроводов = Steel technological piping supports. Введ.01.01.1989. - М.: Изд-во стандартов, 1991. -101с.: ил.- Группа Ж34.

90. ОСТ 36-94-83 Стальные подвижные опоры стальных технологических трубопроводов = Steel piping movable supports. Введ.15.07.1983. - М.: Изд-во стандартов, 1993. - 122с.: ил. - Группа Ж34.

91. Остроменский, П.И. Исследование упругих систем квазинулевой жесткости / П.И. Остроменский, Н.Ж. Кинаш. - Нижний Новгород: Конф. «Нелинейн. колебания мех. Систем», 17-19 сент. 1996. - С. 115.

92. Пановко, Я.Г. Основы прикладной теории колебаний и удара /Я.Г. Пановко. -Л.: Политехника, 1990. С. 272.

93. Пат. 2093381 РФ, МПК6 B60N2/02 Виброзащитная подвеска сиденья / Никифоров И.С., Остроменский П.И., Остроменская В.А./- 1997.

94. Пат. 2298119 РФ, МПК F16F7/08, Fl6F9/06 Способ виброизоляции и виброизолятор с квазинулевой жесткостью / О.С. Кочетов, М.О. Кочетова, Т.Д. Ходакова / 2007.

95. Пат. 93038392 РФ, МКИ5 МПК6 F16F1/08, F16F6/00 Виброизолирующая подвеска/ Барановский A.M., Гритчин A.A., Зуев А.К., Мигиренко Г.С., Якименко A.A./ 1996.

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

97. Пилипенко, В.В. Кавитационные колебания и динамика гидросистем / В.В. Пилипенко, В.А. Задорцев, М.С. Натанзян. Кавитационные колебания и динамика гидросистем. - М.: Машиностроение, 1977. -252с.

98. Пономарев, Ю.К. Многослойные демпферы двигателей летательных аппаратов / Ю.К. Пономарев. - Самара: Изд-во СГАУ, 1998. - 234 е., ил.

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

100. РД-75.200.00-КТН-119-16. Магистральный трубопроводный транспорт нефти и нефтепродуктов. Техническое обслуживание и ремонт механо-технологического оборудования и сооружений НПС. - М.: ПАО «Транснефть», 2016. - 229 с.

101. РД-91.200.00-КТН-175-13. Магистральный трубопроводный транспорт нефти и нефтепродуктов. Нефтеперекачивающие станции. Нормы проектирования. - М.: ОАО «АК «Транснефть», 2013. - 226 с.

102. Романов, С.Н. Биологическое действие вибрации и звука: Парадоксы и проблемы XX века /С.Н. Романов. - Л: Наука, 1991. - 158 с.

103. Савельев, Ю.Ф. Метод эффективной виброзащиты подвижного состава и экипажа на основе дополнительных механических устройств со знакопеременной упругостью / Ю.Ф. Савельев. - Омск.: Омский гос. ун-т путей сообщения, 2003. - С. 107.

104. Самарин, А.А. Вибрации трубопроводов энергетических установок и методы их устранения. / А.А. Самарин. - М.: Энергия, 1979. - 288 с., ил.

105. Сафина, Г.Ф. Определение параметров закреплений трубопровода с жидкостью по собственным частотам его колебаний: дис. ... канд. техн. наук: 01.02.05. / Сафина Гульнара Фриловна. - Нефтекамск, 2006. - 120 с.

106. Сейсмическая надежность защитного ограждения крупных резервуаров / К.Ш. Шадунц, В.С Аникин, О.Ю. Ещенко, Ю.Ф Савельев. - М.: Наука, 1991. -158 с.

107. Смирнов, В.А. Виброзащита высокоточного оборудования на основе виброизоляторов квазинулевой жесткости. Дис. ... кан. техн. наук: 05.23.17 / Смирнов Владимир Александрович. - М.: 2014. - 172 с.

108. Сейсмостойкость магистральных трубопроводов и специальных сооружений нефтяной и газовой промышленности / O.A. Савинов, В.С Калинин, Ю.И.Петров, С.Н. Романов. - М.: Наука, 1980. - 213 с.

109. СП 20.13330.2011 Нагрузки и воздействия. Введ. 20.05.2011. - М.: Минреги-он России, 2011. - 85 с.

110. СП 36.13330.2012 Магистральные трубопроводы. Введ. 01.07.2013. Ред. от 18.08.2016. - М.: Госстрой, ФАУ "ФЦС", 2013 год. - 130 с.

111. СП 63.13330.2012 Бетонные и железобетонные конструкции. Основные положения. Введ. 01.01.2013. Ред. от 19.10.2017. - М.: Минрегион России, 2012. - 148 с.

112. СП 14.13330.2014 Строительство в сейсмических районах. Введ. 18.02.2014. Ред. от 23.11.2015. - М.: Минстрой России, 2016. - 155 с.

113. Строительные изоляционные материалы. Электронный ресурс. Строительные материалы. - 2005. - №6. - С. 59-63. Режим доступа: http://rifsm.rU/editions/j оигпаЫ1/2005/90/.

114. Строительные конструкции нефтегазовых объектов: учебник / Ф.М. Мустафин, Л.И. Быков, В.Н. Мохов и др. - СПб.: Недра, 2008.- 780 с.

115. Сулейманов, Р.Н. К вопросу о связи КПД с вибрацией насосных агрегатов / Р.Н. Сулейманов // Нефтепромысловое дело. - 2004. - №5. - С. 30-35

116. Сулейманов, Р.Н. Эффективность работы насосных агрегатов / Р.Н. Сулейманов, А.С. Галеев, Г.И. Бикбулатова. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 2004. - 100 с.

117. Технологии защиты от вибрационного воздействия различных объектов и систем Электронный ресурс. Институт технической механики НАЛУ и НКАУ, 2001. - Режим доступа: http://itm.dp.ua/RUS/Technol/Tech 1701.html.

118. Тондл, А. Динамика роторов турбоагрегатов. Перевод с английского / А.Тондл. - Л.: Энергия, 1971. - 787 с.

119. Токарев, А.П., Зотов, А.Н. Применение пассивных виброизоляторов с отрицательной жесткостью для магистральных насосных агрегатов// Нефтегазовое дело. - 2017. - Т. 15. - №1. - С. 133-139.

120. Токарев, А.П., Зотов, А.Н. Применение виброзащитных систем пассивного типа, имеющих силовые характеристики с петлями гистерезиса прямоугольной формы, для магистральных насосных агрегатов. // Проблемы сбора, подготовки и транспорта нефти и нефтепродуктов. - 2017. - № 1 (107). - С. 48-59.

121. Токарев, А.П., Новоселова, Л.П. Контроль КПД магистральных насосов как метод оценки их энергопотребления и работоспособности. // Транспорт и хранение нефтепродуктов и углеводородного сырья. - 2012. -№ 2. - С. 38-42.

122. Хангильдин, В.Г. Виброизоляция насосных агрегатов / В.Г. Хангильдин, A.A. Багманов, В.Г. Володин // РСТ ВНИИОЭНГ «Нефтепромысловое строительство». - 1982. - №3. - С.41.

123. Хангильдин, В.Г. Методы повышения технического уровня, надежности и качества блочного насосно-энергетического оборудования /В.Г. Хангильдин // Материалы совещания специалистов нефтегазодобывающих объединений. - 1991. - С. 96-102.

124. Хангильдин, Т.В. Повышение эффективности работы насосно-энергетических агрегатов на основе разработки сильфонных компенсаторов: Дисс. ... канд. техн. наук: 25.00.19 / Хангильдин Тагир Вадимович. - Уфа, 2004. - 150 с.

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

126. Юдин, Е.Я. Борьба с шумом на производстве. Справочник /Е.Я. Ядин, JI.A. Борисов, И.В.Горенштейн и др.; под общ. ред. Е.Я.Юдин. - М.: Машиностроение, 1985. - 400 с.

127. Яворский, В. А. Планирование эксперимента и обработка экспериментальных данных / В.А.Яворский. - М.: МФТИ, 2006. - 45 с.

128. Alabuzhev, P. Vibration Protecting and Measuring Systems with Quasi-Zero Stiffness Hemisphere Publishing / P. Alabuzhev, A. Gritchin, L. Kim, G. Migirenko, V. Chon, P. Stepanov // New York. - 1989. - 110 c.

129. Carella, A. Static analysis of a passive vibration isolator with quasi-zero stiffness characteristic / A. Carella, M. Brennan, T. Waters // Journal of Sound and Vibration. - 2007. - April. - Режим доступа:

https://www.yumpu.com/en/document/read/10256839/static-analysis-of-a-passive-vibration-isolator-with-quasi-zero-

130. Carrella, A. A Passive vibration isolator incorporating a composite bistable plate / A. Carrella, M.A. Friswell // IP ACS Open Access Electronic Library, OpeniL1.brary, 6 Euromech Nonlinear Dynamics Conference, ENOC 2008.

131. Chisholm, R. Techniques of vibration analysis to gas turbines. / R. Chisholm. - Gas Turbine Int. - 1979. - №6. - С. 170.

132. Dunton, T.A. An Introduction to Time Waveform Analysis / T/A/ Dunton. - Universal Technologies. - 1999. - 19 c.

133. Jones, C.M. Pumping station design / С. M. Jones, B.E. Bosserman, R.L. Sanks и др. - Oxford: Elsevier, 2006. - 719 c.

134. Platus, D.L. Negative-Stiffness Vibration Isolators. How they Work. - Режим доступа: https: //www. minusk. com/content/technology/how-it-works_passive_vibration_isolator.html.

135. Platus, D.L. Negative-Stiffness Vibration Isolation Gains Popularity. - Режим доступа: - https://www.photonics.com/Article.aspx?AID=38385.

136. Robertson, W. Zero stiffness magnetic springs for active vibration isolation / Will Robertson, Robin Wood, Ben Cazzolato, Anthony Zander // School of Mechanical Engineering University of Adelaide, SA, Australia. - 2006. Режим доступа: https://www.researchgate.net/publication/235898200_Zero-stiffness_magnetic_springs_for_active_vibration_isolation

137. Study of the vibration of an asymmetric rotating shaft supported asymmetrically elastic pedestals. / Kondo Yasio, Kimura Hiroyuki // Никон кикай чайнай ромбу-тао Trans Jap. Soc. Mech. Eng. C. 1988 - 54. №504, с 1687-1692.

138. Tokarev, A. The application of passive vibroprotective systems having power characteristics with hysteresis loops of rectangular shape for the main pumping units. Dynamics and Vibroacoustics of Machines (DVM2016) / A. Tokarev, A. Zotov, А. Valeev. // Procedia Engineering. - № 176 (2017). - pp. 118 - 127.

139. Valeev, A. Study of application of vibration isolators with quasi-zero stiffness for reducing dynamics loads on the foundation. Dynamics and Vibroacoustics of Ma-

chines (DVM2016) / A. Valeev, A. Zotov, A. Tokarev. // Procedia Engineering. -№ 176 (2017). - pp. 137 - 143.

140. Zotov, A.N. Impact protection system with quasi-null rigity for oilfield equipment / A.N. Zotov, D.T. Akhiyarov // Intellectual service for oil & gas industry analysis, solution, perspectives, proceedings. - Volume four. - Miskolc. - 2007. - C. 206 -212.

141. Zotov, A.N. Systems with quasi-zero-stiffness characteristic / A.N. Zotov // Abstracts. ENOC 2008 Sixth EUROMECH Nonlinear Dynamics Conference, FINAL PROGRAM and ABSTRACTS, June 30-July 4. - Saint Petersburg, Russia. - 2008. - P. 5.

Приложение А. Замеры вибрации

(справочное)

Таблица А.1 - Основные рабочие параметры и результаты вибродиагностики (СКЗ виброскорости) МНА 2

НМ 10000-210 НПС N за февраль 2014 г.

Дата Передний вертикальный, мм/с Передний горизонтальный, мм/с Задний вертикальный, мм/с Давление на всасывании, кгс/см2 Давление на нагнетании, кгс/см2 Напор, м Подача, м3/ч Всасывающий трубопровод, верт., мм/с Всасывающий трубопровод, гор., мм/с

1 1,9 3,8 2,2 9,2 28,7 229,5874 8763,886 5,4 4

2 1,9 3,8 2,2 9,2 28,6 228,41 8846,425 6 4,1

3 2,2 7,3 4,9 8,7 27,4 220,1684 9403,938 5,2 3,8

4 2,2 8 5,1 8,7 28 227,2326 8928,202 5,8 3,7

5 2,2 7,6 5,1 8,7 28,1 228,41 8846,425 8,5 7

6 1,9 7,6 2,5 8,8 29,2 240,1837 7982,718 8 6,2

7 1,9 7,8 5 8,9 29,2 239,0064 8073,248 8,8 5,8

8 1,9 3,8 2,5 9,1 26,9 209,5721 10075,51 6 4

9 1,9 3,9 2,5 9,2 27 209,5721 10075,51 6 6,1

10 1,9 3,8 2,5 9,1 27,2 213,1042 9856,74 6 5,1

11 1,9 4 2,4 9,4 27,1 208,3947 10147,39 6,8 5,5

12 1,9 7,6 2,5 8,8 29,2 240,1837 7982,718 6,2 6

13 1,6 3,4 1,7 27,1 44,7 207,2173 10218,76 6,5 6,2

14 2 3,4 1,7 27,3 44,9 207,2173 10218,76 5,9 7

15 1,6 3,4 2,7 8,9 27 213,1042 9856,74 6 5,2

16 2 3,4 1,7 27,4 45 207,2173 10218,76 6 6,2

17 2 3,4 1,7 27,2 44,8 207,2173 10218,76 6,2 6,5

18 1,9 4 2,4 9,4 27,1 208,3947 10147,39 7 5,9

19 1,5 3,7 2,4 9,1 26,7 207,2173 10218,76 5,2 6

20 1,9 3,8 2,5 9,1 27,2 213,1042 9856,74 6,9 6,1

Дата Передний вертикальный, мм/с Передний горизонтальный, мм/с Задний вертикальный, мм/с Давление на всасывании, кгс/см2 Давление на нагнетании, кгс/см2 Напор, м Подача, м3/ч Всасывающий трубопровод, верт., мм/с Всасывающий трубопровод, гор., мм/с

21 2,2 7,3 5,1 10 29,7 231,9421 8596,43 7,1 6

22 2,2 8 5,6 10,5 30,2 231,9421 8596,43 6 6,1

23 1,9 4 2,4 9,4 27,1 208,3947 10147,39 5,2 6

24 2,2 7,3 5,1 10 29,7 231,9421 8596,43 8,3 6,9

25 1,9 3,8 2,2 9,2 28,6 228,41 8846,425 6,2 6

26 1,9 3,9 2,5 9,2 27 209,5721 10075,51 6,5 6,5

27 1,5 3,7 2,4 9,1 26,7 207,2173 10218,76 5,9 6,4

28 2,2 7,3 5,1 10 29,7 231,9421 8596,43 6 5,6

Таблица А.2 - Результаты замеров вибрации ПНА НМП 5000-90 и трубопроводов обвязки

№ п/п Дата № ПНА ПНА Трубопровод приемный Трубопровод выкидной Расход, м /час

Электродвигатель Насос

Задний подшипник Передний подшипник Передний подшипник Задний подшипник V Н V Н

V Н А V Н А V Н А V Н А

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20

1 10.04.2007 1 3 4 4,1 2,2 3,1 3,6 12.5 4,8 11.8 6,5 4,5 13.3 9 85 7 73 4830

2 2,6 2,3 4,5 3,8 3 4,7 13.1 4,7 15.3. 11.5 6,8 16.5 8.2 8 6,2 5,8

2 10.04.2007 1 2,9 4 4 2,2 3,6 2,5 12 4 12.3 77 4,6 13.5 92 8.8 5,8 6 4943

2 2,3 2,6 4,5 3,5 2,8 4,4 14.5 7 15.8 13.5 74 17.5 78 6 6,1 5,8

3 10.04.2007 1 2,9 4,1 4,1 2 2,9 3,5 117 4,5 11.3 7 4,2 12.4 71 6 5,1 5 5141

2 2,3 2,4 4,5 3,3 3 4,7 141 5,1 16.8 13.3 83 17 8 82 5,5 6,1

4 10.04.2007 1 2,9 4 4 2 2,9 3,5 12.4 14,2 10.9 74 4,2 11.8 и. 6,8 6 5,3 5010

3 2,3 5 4,6 2,7 7 2 6,9 7,5 6,5 6,1 97 6,1 82 74 6,2 6

5 15.06.2008 1 2,8 3,9 3,9 2,1 2,8 3,6 10.2 4,8 12.4 77 4,6 12.2 85 8 7 6,5 4980

3 2,4 5,1 4,5 2,8 6,8 2,2 7,5 7,5 7,2 6,6 10.8 5,4 75 71 5,2 5,4

6 15.06.2008 1 2,7 4,7 3,8 2,1 3,6 3,5 11.4 4,3 5 78 4,3 12.2 8 72 6,2 6 5000

№ п/п Дата № ПНА ПНА Трубопровод приемный Трубопровод выкидной Расход, м /час

Электродвигатель Насос

Задний подшипник Передний подшипник Передний подшипник Задний подшипник V Н V Н

V Н А V Н А V Н А V Н А

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20

3 2,3 5,4 4,5 2,6 6,5 2,6 6,6 72. 6,7 6,1 10 5,6 78 8 6,5 6,2

7 15.06.2008 2 2,5 2,4 4,4 3,7 3 4,6 13.8 4,8 14.9 11.4 7,3 16.4 83 77 5,9 5 5030

3 2,3 5,1 4,4 2,6 71 2,6 7 75 6,7 6,5 10.5 4,7 8 74 6 5,8

8 15.06.2008 2 2,2 2,7 4,6 3,7 2,6 4,2 13.6 6 16,1 12,2 77 17.6 78 6,9 6,1 5,9 5090

3 2,5 4,5 4,6 2,5 6,9 2,1 777 78 75 6,4 10.2 5,4 81 71 6 6

9 15.06.2008 2 2,3 2,7 4,7 3,5 2,8 4,4 13.8 4,9 15.6 11.3 72 16.5 78 6 6,1 5,8 3990

3 2,3 5 4,2 2,5 7 2,5 6,6 77 6,3 5,2 10 7 78 6,9 6,1 5,9

10 20.08.2009 1 2,3 2,3 0,6 1,8 3,1 1,2 2,3 2,7 1,9 1,7 2,8 3,6 9 83 6,9 5,6 4060

2 3 2,4 2,9 2,9 2,7 2,9 99 4,1 13.2 7,2 5,9 12.9 87 8 72 6,2

11 20.08.2009 1 2,3 4,5 2,7 1,7 3,3 2,9 10.4 5 10.6 6,6 4,1 78 8 74 6,5 5,4 4050

3 1,7 3,4 2,5 1,8 3,4 2,1 6,9 4,2 6,9 5,5 4,6 75 8 71 6,4 6

12 20.08.2009 2 2 2,1 2,8 2,6 2,8 2,6 88 3,5 11.9 81 5,9 11.6 82 7 5,6 5,2 4560

3 1,7 2,1 2,9 2 2,8 2,5 6,8 4,5 10.7 6,7 5 11.5 8 72 6 5,8

13 20.08.2009 1 3,3 5,4 4,3 1,4 3,9 4,3 16 6,4 18.1 97 5,5 18.1 10 10.3 78 75 4830

2 1,9 2,6 3,5 3,1 3,2 3,5 10.8 4,6 14.1 88 6 14.6 93 11.4 5,6 6,2

14 20.08.2009 1 3,3 5,5 4,5 1,2 3,7 4,1 10.5 4 12.3 6,3 4 13 10 10.3 78 75 4160

3 2,3 3,1 3,4 2 3,1 3,3 5,7 4 84 6,8 5,7 11.1 6,6 86 73 79

15 20.08.2010 2 1,9 2,6 3,1 2,7 3,1 3,1 10.8 4,5 14.2 87 6 14 10 10.3 76 75 4180

3 2,1 2,9 3,6 2,1 3,3 3,5 6,8 4,6 89 §8 5,6 12.8 6,6 86 73 79

16 20.08.2010 1 2,1 2,2 1,9 1,7 2,5 1,9 11.1 3,8 13.9 78 3,9 12 11.8 11.3 82 83 5049

2 1,5 1,8 1,4 1,5 2,3 1,5 12.3 5,5 12.2 10.8 72 17.5 11.9 13.3 98 98

17 20.08.2010 1 2,3 2,1 2,1 1,9 2,3 2 10.7 4 12 74 3,9 11.6 10.3 12.1 78 72 5050

3 0,8 1,2 2,7 3,5 4,5 9 73 5,6 88 74 78 88 11.2 10.8 79 75

18 20.08.2010 2 1 1,7 1,5 1,6 2,2 1,4 13 4,7 19.4 11.3 7 16.9 12.1 12.2 81 72 4812

3 0,8 1,3 2,8 3,4 4,4 1,9 3 5,8 10.2 84 78 98 10.1 14.7 72 72

19 20.08.2010 1 2,5 3,5 3,1 1,5 3 3,3 10.9 4 12.7 76 4,1 12.4 10 10.3 76 75 4500

2 2 2,8 4,3 3,1 3 4,1 11.1 5,1 18.8 10.5 8 16.2 98 11.4 5,6 6,2

20 05.09.2011 1 2,7 4 3,2 1,8 3,1 3,4 10.9 4,1 11.7 6,4 3,7 13.2 10 10.3 76 75 4230

№ п/п Дата № ПНА ПНА Трубопровод приемный Трубопровод выкидной Расход, м /час

Электродвигатель Насос

Задний подшипник Передний подшипник Передний подшипник Задний подшипник V Н V Н

V Н А V Н А V Н А V Н А

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20

3 2,3 2,8 2,6 2,3 2,5 2,3 74 4,9 87 6,7 7 10.8 6,6 86 73 79

21 05.09.2011 2 1,9 2,7 4,2 3,5 3,2 4,2 10 4,5 15.1 91 6 15.1 10 10.3 76 75 4259

3 2,4 2,9 2,6 2,5 2,4 2,3 78 4,9 11.9 73 72 11.2 6,6 86 73 79

22 05.09.2011 1 1,9 2,5 2,2 1,5 1,7 1,5 72 6 6,1 4,6 3,7 84 93 11.4 5,6 6,2

2 1,4 1,7 1,3 1,3 2,2 1,5 72 5 86 5,8 6 98 10 10.3 76 75 4080

23 05.09.2011 1 1,8 2,6 2,1 1,3 1,6 1,4 5,5 2,7 6,1 3,8 3,3 6 6,6 86 73 79

3 2,1 3 3 2,1 2,4 2,6 8 4 10 7 6,8 10.5 10 10.3 76 75 4092

24 04.12.2012 2 1,3 1,6 1,4 1,4 2,3 1,4 4 3,4 5,2 3,8 3,5 3,2 6,6 86 73 79

3 2 2,9 3,1 2 2,5 2,7 79 3,7 97 74 4,8 11.1 11.8 11.3 82 83 4120

25 04.12.2012 1 3,3 5,4 4,3 1,4 3,9 4,3 16 6,4 18.1 87 5,5 18.1 11.9 13.3 96 98

2 1,9 2,6 3,5 3,1 3,2 3,5 10.8 4,6 14.1 88 6 14.6 10.3 12.1 78 72 4200

26 04.12.2012 1 3,3 5,5 4,5 1,2 3,7 4,1 10.5 4 12.3 6,3 4 13 11.2 10.8 79 75

3 2,3 3,1 3,4 2 3,1 3,3 5,7 4 84 6,8 5,7 11.1 12.1 12.2 81 92 4220

27 04.12.2012 2 1,9 2,6 3,1 2,7 3,1 3,1 10.8 4,5 14.2 87 6 14 10.1 14.7 82 82

3 2,1 2,9 3,6 2,1 3,3 3,5 6,8 4,6 8,9 6,9 5,6 12.8 10 10.3 76 75 4250