автореферат диссертации по разработке полезных ископаемых, 05.15.13, диссертация на тему:Исследование работы центробежных насосов магистральных нефтепроводов в режимах малых подач

РОССИЙСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ НЕФТИ И ГАЗА им. И.М. ГУБКИНА

На правах рукописи ^ УДК 622.692.4.052.006

----------------- ________________________РГ& 0.

1 3 НОЯ 7003

ВАСИЛЕНКО СТАНИСЛАВ СТАНИСЛАВОВИЧ

ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОТЫ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ

МАГИСТРАЛЬНЫХ НЕФТЕПРОВОДОВ В......

РЕЖИМАХ МАЛЫХ ПОДАЧ

Специальность 05.15.13 - "Строительство и эксплуатация нефтегазопроводов, баз и хранилищ".

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва, 2000 г.

Работа выполнена в Российском государственном университете нефти и газа им. И.М. Губкина.

Научный руководитель -

доктор технических наук, профессор Писаревский В.М.,

Научный консультант -

кандидат технических наук, доцент Поляков В.А.

Официальные оппоненты -

доктор технических наук, профессор Коваленко В.Г.,

кандидат технических наук, доцент Пирожков В.Г.

Ведущая организация -

ОАО «Гипротрубопровод»

дании диссертационного совета Д 053.27.02 по защите диссертаций на соискание ученой степени доктора технических наук по специальности 05.15.13 «Строительство и эксплуатация нефтегазопроводов, баз и хранилищ» при Российском государственном университете нефти и газа им. И.М. Губкина по адресу : 117917, Москва, ГСП-1, Ленинский проспект, 65.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке РГУ нефти и газа им. И.М. Губкина.

Автореферат разослан 0^ихЖ/ р.

Ученый секретарь диссертационного совета,

кандидат технических наук, доцент

В.В. Орехов

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ.

Актуальность темы. В настоящее время системы трубопроводного транспорта нефти- и нефтепродуктов эксплуатируются в режимах резкого снижения загрузки. Производительность центробежных насосов (ЦБН) при пом не превышает 50% от номинальной. Работа ЦБН в режимах малых пода ч приводит к снижению их эффективности и надежности. Снижение пода-те изменяет условия движения жидкости в центробежном колесе, в результате чего увеличиваются амплитуды пульсации (колебаний) давления и скорости жидкости и появляются рециркуляционные зоны. При этом не только уменьшается коэффициент полезного действия (к.п.д.), но и увеличиваются динамические нагрузки на элементы насоса, вызывающие усиление вибра-дии, снижающей их долговечность.

Одной из основных причин снижения к.п.д. насосов, работающих в ре-кимах малых подач, является износ щелевого уплотнения, приводящий к по-звлению потока утечек из области нагнетания в область всасывания. Рост зибрации насоса в режиме малых подач привел к тому, что резко усилился «нос уплотняющего кольца. Между тем, максимально допустимый зазор целевого уплотнения ограничивается величиной к.п.д., которая не должна эыть меньше 83%. В ряде случаев увеличение зазора щелевого уплотнения и снижение к.п.д. происходят значительно раньше, чем это предусмотрено со-тгветствугащими нормативными документами. Поэтому при повышенных динамических нагрузках на ротор оценка износа щелевого уплотнения и соответствующего уменьшения к.п.д. не может производиться по нормативам, эснованным на статистической обработке данных, полученных при работе -тсоса в оптимальных режимах. При оценке износа щелевого уплотнения в эежимах малых подач необходимо учитывать индивидуальные свойства ка-кдого агрегата, связанные с особенностями ремонта, сроком эксплуатации, эабочим режимом, состоянием фундамента, то есть, использовать диагностический подход.

Таким образом, для повышения эффективности эксплуатации ЦБН в эежимах малых подач необходимо разработать методику диагностики износа щелевого уплотнения и уменьшения к.п.д. насоса в процессе эксплуатации. Это позволит снизить затраты электроэнергии на перекачку нефти и ¡ефтепродуктов за счет своевременного вывода насоса в ремонт.

При работе ЦБН в режимах малых подач значительно усилилась вибра-дия присоединенных трубопроводов, что связано с ростом амплитуд колеба--шй потока. Рост амплитуд колебаний потока в трубопроводах привел к толу, что на отдельных участках системы образуются кавитационные зоны, дриводящие к дальнейшему росту пульсации потока, вибрации и повыше-гию вероятности разрушения трубопровода. При этом, если в начале экс-длуатации когда запас несущей способности велик и рост вибрации может

компенсироваться соответствующим увеличением коэффициента запаса прочности, то после того, как трубопроводы проработали 20 25 лет и в них развились микродефекты, рост вибрации может стать причиной их разрушения.

Для повышения надежности работы ЦБН необходимо оценить опасность вибрации трубопроводов. В основу оценки должна быть положена взаимосвязь параметров вибрации и напряженно-деформированного состояния (НДС) участка трубопровода, нормирование уровня вибрации и выявление режимов работы, при которых, вибрация может являться причиной разрушения трубопроводов.

Цель диссертации. Целью диссертации является повышение эффективности и надежности работы центробежных насосов магистральных нефтепроводов и нефтепродуктопроводов в режимах малых подач в результате диагностики зазора щелевого уплотнения, определения к.п.д. и своевременного вывода насоса в ремонт, а также нормирования вибрации трубопроводов.

Основные задачи исследования:

1.Разработать методику диагностики зазора щелевого уплотнения ЦБН на основании измерения параметров пульсации потока.

2.Выбрать диагностический параметр для оценки зазора щелевого уплотнения.

3.Оценить взаимосвязь диагностического параметра, зазора щелевого уплотнения и к.п.д. насоса в широком диапазоне изменения подач.

4.Разработать методику вывода ЦБН в ремонт по изменению зазора уплотнения и К.П.Д.

5.Разработать методику расчета НДС трубопроводов ЦБН с учетом параметров вибрации.

6.Исследовать влияние основных нагрузок на НДС трубопроводов ЦБН.

7.Разработать методику нормирования вибрации трубопроводов ЦБН.

Научная новизна. Научная новизна работы заключается в том, что:

1.Исследована взаимосвязь параметров пульсации давления жидкости в полости ЦБН и потока перетечек через щелевое уплотнение.

2.Установлена зависимость относительной амплитуды оборотной составляющей пульсации давления в полости насоса (диагностический параметр) от величины зазора щелевого уплотнения.

3.Решена задача оценки НДС трубопроводов ЦБН с учетом измеренных параметров вибрации, давления жидкости и продольной силы, связанной с движением жидкости по криволинейной поверхности.

4.Исследовано влияние диаметра трубопровода и давления жидкости на продольную силу, связанную с движением жидкости по криволинейной поверхности. Напряжение, вызванное этой силой, составляет до 30% от номинального предела текучести.

Практическая ценность. Практическая ценность диссертационной работы состоит в том, что:

î

1.Разработана методика вывода ЦБН в ремонт, учитывающая увеличение зазора щелевого уплотнения и уменьшение к.п.д.

2.Разработана методика нормирования параметров вибрации трубопроводов ЦБН по результатам измерений.

3.Разработанные методики используются в практической деятельности ГЛО «Приднепровские Магистральные Нефтепроводы».

Апробация работы. Основные положения и результаты работы докладывались и обсуждались на Второй международной конференции «Энсрго-диагностика и condition monitoring», Москва, 1998 г.

Публикации. По теме диссертационной работы опубликовано 3 печатные работы.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, основных выводов, списка литературы и. приложения.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ.

Во введении рассматриваются основные задачи, возникающие при эксплуатации ЦБН магистральных нефтепроводов, и нефтепродуктопроводов в режимах малых подач.

В первой главе приводится обзор исследований, связанных с работой насосных установок при изменении подачи.

Среди работ, связанных с влиянием режима на рабочий процесс, следует выделить работы А. Гоуласа, Г. Траскота, Г. Людвига, Г. Кейгнарта, К. Очс-нера. Так, в работе Г. Кейгнарта и др. рассмотрено появление рециркуляции на входе и выходе центробежного колеса при изменении подачи. В результате проведенных исследований была установлена взаимосвязь амплитуды колебания давления жидкости в полости насоса и интенсивности рециркуляции на входе и выходе из колеса. Появление зон рециркуляции объясняется изменением распределения статического давления на выходе из колеса и срыв-ными колебаниями на всасывающей стороне лопаток.

В работе Г.Людвига и др. рассмотрено влияние потока перетечек через щелевое уплотнение на рециркуляцию и на кавитацию на лопатках при работе ЦБН в режимах малых подач. Конструкция насоса позволяла изменять поток через щелевое уплотнение вне зависимости от давления жидкости. При этом форма канала уплотнения могла изменяться с помощью специальных вставок. В процессе измерений анализировалась структура потока на выходе из уплотнения. В результате проведенных измерений было установлено существенное влияние потока перетечек на рециркуляцию во входном патрубке и кавитацию на лопатках в режимах малых подач. Влияние потока перетечек на рециркуляцию связано с тем, что с изменением потока перстечек меняется профиль скорости в трубе и угол входа потока перетечек в основной поток. Таким образом, снижение к.п.д. насоса в режимах малых подач связано не только с уменьшением производительности за счет потока пере-

течек, но и с изменением условий всасывания, вызванных взаимодействием основного потока и потока перетечек.

Среди исследований, связанных с оценкой влияния геометрических и конструктивных параметров на амплитуды пульсации потока в ЦБН, необходимо выделить работы М.Сано, А.А.Иванюшкина, Л.П.Наконечного, И.Ковата, С.Июхара и других. Так, в работе М.Сано рассмотрены вопросы, связанные с идентификацией спектральных составляющих пульсации давления в насосе и оценкой влияния конструктивных и геометрических параметров насоса и трубопровода на амплитуду отдельных гармоник. Спектральный состав колебаний давления в насосе состоял из оборотной составляющей и ее гармоник, лопаточной составляющей и ее гармоник, а также гармоник, частота которых определялась собственными частотами колебаний столба жидкости во всасывающем и нагнетательном трубопроводах.

В результате проведенных исследований установлено, что амплитуда лопаточной составляющей и ее гармоник существенно меняется при изменении геометрических параметров насоса. Особенно большое влияние на них оказывает зазор между наружным диаметром колеса и языком улитки, а также профиль языка. Рост относительного зазора привел к резкому уменьшению амплитуд лопаточных гармоник, а приближение языка улитки к колесу привело к дальнейшему их снижению. Таким образом, соотношение амплитуд оборотной и лопаточной гармоник пульсации зависит от конструктивных и геометрических параметров насоса.

В работе А.А.Иванюшкина и Л.П.Наконечного рассмотрено влияние конструкции и размеров ЦБН на пульсацию давления в проточной части. Авторы показали, что пульсация давления максимальна в полости насоса, а минимальна во входном и выходном патрубках. Минимальная пульсация давления соответствует оптимальной подаче и расположена несколько левее.

Среди работ, связанных с оценкой влияния параметров пульсации на к.п.д. ЦБН, следует отметить работы Л.Е.Чегурко, Б.А.Габова, Е.МакКея, Ж.А.Баретто, А.А.Козобкова и А.Х.Шильмана.

По-видимому, одной из первых работ, в которых анализируется взаимосвязь параметров пульсации и к.п.д. ЦБН, является работа А.А.Козобкова и А.Х.Шильмана. Основная задача авторов заключалась в оценке взаимосвязи геометрических и конструктивных параметров насоса с амплитудой пульсации давления в выходном патрубке и величиной к.п.д. В процессе экспериментов (исследовались консольные насосы) была установлена взаимосвязь параметров пульсации в оптимальном режиме с относительным расходом, к.п.д., числом оборотов вала и числом лопаток, внутренним и внешним диаметрами рабочего колеса. Установлено, что с изменением относительной подачи к.п.д. насоса значительно снижается. Основное влияние на амплитуду пульсации давления в выходном патрубке оказывает угол на выходе лопаток и число лопаток. Снижение к.п.д. насоса с уменьшением подачи авторы связывают с изменением условий движения жидкости в центробежном колесе,

одной из количественных характеристик которых является амплитуда пульсации давления.

Таким образом, параметры пульсации потока в ЦБН взаимосвязаны с рабочим процессом и могут использоваться для его количественной оценки.

Во второй главе приводится описание экспериментальной установки и методики проведения эксперимента.

Целью эксперимента являлось измерение параметров пульсации давления жидкости в ЦБН при заданной величине зазора щелевого уплотнения в широком диапазоне изменения подач. Поскольку пульсация потока является основным источником вибрации насоса и присоединенных трубопроводов, то в процессе эксперимента измерялись параметры вибрации подшипниковых узлов насоса, электродвигателя и присоединенных трубопроводов. При проведении экспериментальных исследований использовался насос НМ 3600-230 с ротором диаметром 450 мм, резервуар РВС 10000 и задвижки, с помощью которых изменялась производительность насоса.

Пульсация давления измерялась в четырех точках:

- справа и слева от рабочего колеса в полости насоса вблизи щелевого

- уплотнения (35 мм);

- во всасывающем и нагнетательном патрубках.

Параметры абсолютной вибрации подшипниковых узлов измерялись в трех направлениях, а вибрация трубопроводов - через 0.5 м в горизонтальном и вертикальном направлениях.

Подача насоса измерялась поверочным расходомером, а также по времени заполнения резервуара.

Весь допустимый диапазон изменения зазора щелевого уплотнения был разбит на четыре части: 0.26 мм, 0.4 мм, 0.55 мм и 0.8 мм. Увеличение зазора осуществлялось последовательным увеличением внутреннего диаметра уп-лотнителыюго кольца. После установки колец с новым зазором ротор балансировался. Для каждого внутреннего диаметра уплотнителыюго кольца измерялись параметры пульсации и вибрации, давление всасывания и нагнетания, плотность и вязкость перекачиваемой жидкости, мощность насоса. Все измерения проводились в широком диапазоне изменения подачи, которое осуществлялось следующим образом:

- уменьшение подачи - прикрытием задвижек на всасывании;

- увеличение подачи - открытием задвижек на нагнетании и сбросом в резервуар.

При этом подача менялась от 0.3 до 1.2 от оптимальной.

В третьей главе приводятся результаты исследования взаимосвязи зазора щелевого уплотнения, к.п.д. насоса и вибрации труб с пульсацией давления жидкости в ЦБН.

На рис.1 представлены результаты измерения среднеквадратического значения амплитуды пульсации давления в диапазоне частот 10 - 1000 Гц (Аскз) (частота оборотная - 49,85 Гц и лопаточная - 347, 5 Гц) для зазора 8 =

0.26 мм при изменении относительной подачи С>от = 0.2 -ь 1.2 <30пт; Оот = 3600 [м3/ч].

Таким образом, относительная подача 0ОТ и размер щели 6 оказывают существенное влияние на пульсацию потока в полости насоса. Наиболее перспективными для оценки взаимосвязи величины зазора и параметров пульсации потока являются измерения в полости насоса.

На рис.2 представлены зависимости амплитуд основных гармоник пульсации давления в полости и нагнетательном патрубке насоса при изменении С2от для 8 = 0.4 мм. Во всех исследованных диапазонах изменения переменных до 95 % мощности пульсационного сигнала сосредоточено в гармониках А, -10 Гц и А2-49.85 Гц.

Появление оборотной гармоники А2 связано с гидродинамическим несовершенством рабочего колеса (гидродинамическим дебалансом), обусловленным технологическими дефектами изготовления: различной кривизной и массой лопаток, различным шагом по окружности. Гармоника А], по-видимому, связана с отрывным течением в нагнетательном трубопроводе.

Особенности пульсационных процессов в полости и патрубке насоса проявляются в том, что основная мощность сигнала в полости сосредоточена на частоте 49.85 Гц, а в патрубке - 10 Гц. Причем, если характер изменения амплитуды А1 с изменением С>от нелинейный и достаточно хорошо совпадает с функцией Асю(6), то амплитуда А2 линейно меняется с изменением 0ОТ.

Поскольку амплитуда гармоники А2 связана с рабочим процессом, а А] -с трубопроводом, то полученный результат о линейной зависимости амплитуды пульсации А2 и относительной подачи совпадает с выводами ранее выполненных работ.

Более предпочтительным представляется использование безразмерных параметров - например, отношения амплитуды оборотной гармоники пульсации к среднеквадратическому значению А2/Аскз. Эти результаты приведены на рис.3.

Таким образом, амплитуда оборотной составляющей пульсации давления в полости насоса (или ее относительная величина) является диагностическим параметром при определении размера щели в уплотнении в данный момент времени.

Рассмотрим взаимосвязь потока перетечек через щелевое уплотнение и к.п.д. насоса. Результаты расчетов свидетельствуют о том, что если паспортная характеристика Н(0) достаточно близко совпадает с реальной, то характеристики Л (СО резко отличаются.

Рис. 1 .Зависимость среднеквадратической (10 - 1000 Гц) амплитуды

колебаний давления кЛСК2 во всасывающем (В), нагнетательном (Н) патрубках и полости насоса (П) от относительной подачи С?от при зазоре 8 = 0.26 мм, к - тарировочный коэффициент.

Рис.2.3ависимость амплитуд основных гармоник пульсации давления А] - 10 Гц, А2 - 49.85 Гц в нагнетательном (Н) патрубке и полости насоса (П) от относительной подачи <30Т при зазоре щелевого уплотнения 5 = 0.4 мм.

Рис.3.Зависимость относительной амплитуды колебаний давления в полости насоса А2/Аскз от зазора щелевого уплотнения 8 и относительной подачи £>от.

Аппроксимация полученных в результате эксперимента величин к.п.д. осуществлялась методом наименьших квадратов. Результаты приведены в

Таблице 1.

Таблица 1.

_ Аппроксимация О - г| характеристики насоса.__

№ Зазор, [мм] Вязкость, [сСт] Аппроксимация Мах г), %

1 0.26 37.6 Т| = -22.308 (З3 + 15.302 <32 + 50.248 0 + 34.671 78.8

2 0.4 32.4 Л = -3.987 О3 + 46.993 О2 +115.25 0 + 14.948 79.5

3 0.55 20.4 Л = 2.865 О3 - 67.754 О2 + 133.04 0 - 11.861 80.3

4 0.8 25.1 Л = 4.228 О3 - 67.909 О2 + 130.56 0 + 11.976 79.0

Для оценки влияния зазора на величину г| необходимо пересчитать полученные значения т) на одну вязкость. Пересчет г| насоса при изменении вязкости производится по формуле

/

^2= Л,

\

Ь-а-1ё 2 ,___________________________________________________________(1)

где а = 0.25 (для насоса ИМ 3600-230), V, и у2 - значения вязкости.

На рис.4 приведены <3-г| характеристики насоса для различных зазоров щелевого уплотнения, пересчитанные на V = 37.6 сСт.

В результате проведенных исследований установлено, что увеличение зазора с 0.26 до 0.8 мм приводит к уменьшению к.п.д. на 3.2 3.3%, т.е. увеличение зазора на 20% приводит к уменьшению к.п.д. на 0.6% в диапазоне исследованных значений подач и напоров. Повышение вязкости на 10 сСт приводит к уменьшению к.п.д. на 3%.

Методика оценки изменения зазора и к.п.д. насоса в процессе эксплуатации и необходимости ремонта насоса заключается в следующем.

1.После ремонта измеряются относительная амплитуда оборотной гармоники пульсации давления транспортируемой среды в полости насоса Ам и относительная подача <30т и вычисляется величина, начального зазора щелевого уплотнения 5о (рис.3). • ;

2.Используя аппроксимацию С) - г| характеристик по величинам 50 и О и линейной интерполяции зависимостей для ближайшего приведенного значения 5 вычисляется начальная величина к.п.д. - г)0 (Табл.1). В соответствии с реальной вязкостью \>2 пересчитывается величина начального к.п.д. но формуле (2) - Пер-

3.В процессе эксплуатации периодически (не реже 1 раза в 2 месяца) измеряются относительная амплитуда оборотной гармоники пульсации давления в полости насоса А2т, относительная подача С?01 и вязкость транспортируемой среды В соответствии с изложенным выше на основании этих данных вычисляются текущие значения 5Т и г)орт.

4.Если

¿ = ц = > 1,04 (2)

5а ч

ОРТ

то зазор щелевого уплотнения и к.п.д. насоса достигли предельных значений и необходим ремонт щелевого уплотнения насоса.

Рис.4.3ависимость к.п.д. насоса ц от относительной подачи <2ОТ,

зазора щелевого уплотнения 5 при вязкости жидкости V = 37.6 сСт.

Рис.5.Изменение среднеквадратической (10 -1000 Гц) амплитуды вибрации передней опоры насоса в осевом (О), вертикальном (В) и горизонтальном (Г) направлениях, а так же оборотной (1) и лопаточной (Л) гармоник при изменении относительной подачи Рот и зазоре в щелевом уплотнении 8 = 0.26 мм.

Как было установлено ранее, спектральный состав пульсации давления жидкости в ЦБН определяется конструкцией насоса, а также относительными геометрическими размерами, величинами углов и соотношениями между подачей и напором - величиной коэффициента быстроходности: Все насосы; используемые для транспорта нефти и нефтепродуктов (серии НМ) подобны и имеют один и тот же коэффициент быстроходности, поэтому спектры пульсации давления в насосе НМ3600-230 и во всех остальных насосах этой серии должны быть аналогичны. Поскольку амплитуды гармоник пульсации определяются индивидуальными особенностями насоса и не мо1ут быть установлены заранее, то в качестве диагностического параметра используется изменение относительной величины амплитуды оборотной гармоники.

Далее рассмотрим взаимосвязь параметров вибрации насоса, подачи и потока утечек через щелевое уплотнение.

На рис.5 представлены зависимости среднеквадратического значения (СКЗ) амплитуд вибрации передней опоры насоса V от относительной подачи <30т для зазора щелевого уплотнения 8 = 0.26 мм.

Из полученных данных следует, что рост рот и 8 приводит к уменьшению вибрации.

В результате гармонического анализа вибрационных сигналов установлено, что во всех спектрах присутствуют гармоники, частота которых совпадает с частотами гармоник пульсации давления:

- 10 Гц - субгармонические колебания, связанные с гидродинамическими процессами в нагнетательном трубопроводе;

- 49.85 Гц - оборотная гармоника, амплитуда которой слабо меняется при изменении подачи;

- 2 х 49.85 Гц и 3 х 49.85 Гц - гармоники, связанные с расцентровкой;

- 7 х 49.85 = 346.5 Гц - лопаточная гармоника, обусловленная дефектами конструкции и обтекания колеса, амплитуда которой сильно меняется с изменением подачи.

Присутствие в вибрационном спектре гармоник, вызванных соответствующими составляющими пульсации подтверждает достоверность измерения параметров пульсации.

Однако помимо пульсации потока вибрация может вызываться силами механического происхождения. Такая вибрация обусловлена конструкцией рабочего колеса, а так же разным весом, кривизной и шагом лопаток по окружности, приводящими к разному распределению массы (лопаток и жидкости) по окружности рабочего колеса. Увеличение амплитуд лопаточных гармоник вибрации, вызванных технологическим отклонением формы рабочих лопастей и угла их установки, отмечено и в работе Р.А.Новодержкина.

Спектральный состав вибрации по различным направлениям различен. Во всем диапазоне изменения ()от и 8 вибрация в вертикальном направлении определяется оборотной гармоникой, вибрация в горизонтальном направле-

нии - лопаточной гармоникой, вибрация в осевом - суммой оборотной и лопаточной гармоник. В режимах малых подач (<30Т < 0.6) большое различие амплитуд оборотной и лопаточной гармоник (1.5 + 2 раза), по-видимому, вызывается соответствующим различием вынуждающих сил.

В четвертой главе рассмотрены вопросы расчета НДС и нормирования вибрации трубопроводов ЦБН. В результате проведенного обзора установлено, что попытки расчета НДС участка трубопровода при наличии вибрации осложняются необходимостью вычисления возмущающих сил, их зависимостью от режима работы, плотности и вязкости жидкости, условиями закрепления в опорах. Поэтому более предпочтительным представляется подход, основанный на измерении параметров упругой линии трубы и использовании результатов измерения при расчетах НДС. Параметры упругой линии однозначно связаны с возмущающими силами и условиями закрепления. При анализе условий нагружения трубопроводов ЦБН необходимо учесть силу, возникающую при движении жидкости по криволинейной поверхности.

В основу расчета НДС трубопровода ЦБН положено определение составляющих тензора напряжений. Поскольку вибрация трубопроводов ЦБН происходит в одной плоскости, то расчет составляющих тензора напряжений может проводиться на основании уточненной теории тонких упругих оболочек.

Считая оба конца оболочки закрепленными идеально жестко, в связанной с оболочкой цилиндрической системе координат г, 0, г, компоненты тензора напряжений, вызванные вибрацией, равны

ст. = ■

S,-л 2-Tt-R

1

1

1 — V ■

2-Tt-R 1.

•cos

2-Tt-R 1.

■sin-

•COSI

o™ - ■

S. -7t 2-Tt-R

1-y "

2-j:-R

I

2-Tt-R

1

•cos

2-я-

•sin-

R

■cos(co -t), S, • ж 2-7I-R

1.

I.

1 — V'

E

2-Tt-R 1. .

2-Tt-R

1

■sin

2-Tt-R

1

(3)

•cos—cosfo -t), R V '

где Sa - амплитуда виброперемещения; In = 1/n; 1 - длина трубы; n - число, соответствующее форме колебаний; R - радиус срединной поверхности; Е, v - модуль Юнга и коэффициент Пуассона материала трубы; S - длина дуги срединной поверхности трубы; со - угловая частота.

Однако помимо параметров вибрации при определении составляющих гензора напряжений необходимо учесть давление жидкости и силу, связанную с движением жидкости по криволинейной поверхности.

Давление транспортируемого потока вызывает в материале трубы напряжения, численные значения "компонент тензора которого равны «.., и ст,..-.. Сила продольного натяжения приводит к увеличению величины а72.

Величины компонент тензора общего напряжения материала трубы определяется по правилам тензорного сложения:

ст„ = О,

= т!

(4)

где ар - компонента тензора напряжения, связанного с давлением транспортируемого потока, стм - компонента тензора напряжения, связанного с продольной силой статического натяжения, ау и ту - компоненты тензора напряжения, связанного с вибрацией.

В связи с тем, что длины трубопроводов малы, в них можно пренебречь изменением давления, скорости и плотности жидкости по длине и влиянием внешней нагрузки. При этом определение силы продольного натяжения сводится к решению уравнения

С - у + (т ■ V2 + р - Р + N1 V = 0- (5)

где у - вектор перемещений трубопровода, б - координата вдоль оси трубопровода, С - матрица жесткости трубопровода, т - масса транспортируемого потока в единице длины трубы, V - скорость потока, р - давление, И - площадь внутреннего сечения трубьт, N - сила продольного натяжения трубопровода.

По условию Мизеса пластические деформации в материале возникают,

когда интенсивность напряжений достигает некоторого характерного для данного материала значения:

0-5-[К-ап)2 + (а„ — сг^)2 + (а69 -аа)2] + 3-« + <) = а^, . (6)

где а5 - предел текучести материала при одноосном растяжении или сжатии.

Подставляя в (6) продольные и кольцевые составляющие напряжения получаем уравнение для оценки вибрации трубопровода (уравнение нормирования) с учетом действия силы статического натяжения

.хг]-ар} + ам-2.(1-2.х2)].ух+{[(1-у+^)-а2р] +

+[с1 -(1-2-у)-<у„ -стр +аы -стр]} (7)

где у =•

1

- безразмерная величина относительного значения амплитуды

виброперемещения трубы, х =

- обратная величина относительной

длины полуволны вибрации, а = р —, Сты рассчитывается по (5).

Ь

Уравнение (7) имеет смысл лишь при выполнении условия

{[(1-у + у2)-а2р]+[^-(1-2.у)-ак-ар+а,-ар]}>0 (8)

Таким образом, уравнение нормирования (7) позволяет по измеренным значениям у и х оценить опасность вибрации с учетом силы продольного натяжения.

Величины силы продольного натяжения и соответствующих составляющих тензора напряжений были определены при решении уравнения (5) в широком диапазоне изменения сортамента труб и давлений. Отношение компонент тензора напряжений в осевом и кольцевом направлениях приведены в Таблице 2.

Таблица 2.

Отношение компонент тензора суммарного напряжения в осевом

0ОхЬ,[мм] р=1.0, [МПа] р = 3.5, [МПа] р = 5.0, [МПа] р = 7.5, [МПа]

0376x12 0.661 0.661 0.661 0.662

0529x9 0.652 0.652 0.653 0.654

0630x10 0.645 0.645 0.645 0.646

0820x12 0.632 0.628 0.632 0.633

Как следует из приведенных данных, сила статического натяжения приводит к дополнительному нагружению и изменяет НДС по сравнению с требованиями СНиП.

При исследовании зависимости вибрации трубопроводов ЦБН от изменения подачи установлено, что основное влияние на НДС оказывает субгармоническая пульсация давления с частотой 10 Гц.

Характер изменения амплитуды виброперемещения с изменением подачи аналогичен характеру изменения амплитуды субгармоники пульсации при изменении подачи. Это означает, что собственные колебания массы жидкости в трубопроводе на частоте 10 Гц возбуждаются срывом вихрей при обтекании лопаток центробежного колеса. Поскольку амплитуда вихрей определяется относительной подачей (при оптимальной подаче их интенсивносп минимальна), то аналогичным образом меняется и вибрация трубопровода.

Зависимости амплитуды виброперемещения от изменения подачи имеют два четко выраженных максимума при объемных расходах, близких 113( и 4280 м3/час, и один минимум в диапазоне от 2238 до 3065 м3/час, что свя-

¡ано с изменением амплитуды субгармоники пульсации при изменении по-1ачи.

Характер изменения амплитуды виброперемещения по длине участка соответствует представлению о жестком закреплении его концов. Максимальная амплитуда- виброперемещения среднего сечения достигает 30 мкм и---------

¡сегда значительно больше амплитуд перемещений конечных сечений.

Изменение зазора щелевого уплотнения не оказывает влияния на уро-¡епь вибрации трубопровода.

Максимальное напряжение, вызванное вибрацией равно 6.5 МПа, что ¡оставляет 4.1% от статического осевого напряжения 157.6 МПа.

В результате анализа напряжений в трубопроводных обвязках ЦБН установлено, что изменение схемы нагружения, вызванное действием силы хродолыгого натяжения, связанного с движением жидкости по криволиней-юй поверхности, существенным образом изменяет условия работы материа-та трубы, что необходимо учитывать при проектировании и эксплуатации »тих систем.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ.

1 .Разработана методика диагностики износа щелевого уплотнения, ос-шванная на измерении параметров пульсации (колебаний) давления жидко-;ти в полости ЦБН.

2.Установлено, что отношение амплитуды оборотной составляющей 1ульсации давления в полости насоса к среднеквадратическому значению в щапазоне частот 10 -=- 1000 Гц является диагностическим параметром при эценке износа щелевого уплотнения.

3.Получена зависимость относительной амплитуды оборотной состав-1яющей пульсации давления в полости насоса от величины зазора щелевого 'плотнения и относительной подачи.

4.Установлено, что потокутечек через щелевое уплотнение уменьшает г.п.д. ЦБН на 2.5 + 3.0 %. Получены зависимости к.н.д. от зазора уплотнения, шзкости транспортируемой жидкости и относительной подачи.

5.Разработана методика вывода ЦБН в ремонт по изменению зазора ще-гевого уплотнения и к.п.д.

6.Разработана методика определения НДС трубопровода ЦБН, основания на расчете составляющих тензора напряжений, связанных с давлением кидкости, продольной силой статического натяжения, возникающей при цзижении жидкости по криволинейной поверхности, и измеренными параметрами вибрации.

7.Исследована зависимость продольной силы статического натяжения и ;оответствующих составляющих тензора напряжений от сортамента труб и щвления жидкости. Показано, что в исследованных диапазонах изменения

переменных, напряжение, вызванное этой силой, достигает 30% от предела текучести.

8.Получено уравнение нормирования, позволяющее оценить опасность вибрации трубопроводов ЦБН с учетом напряжений, вызванных давлением жидкости и силой продольного натяжения.

ОСНОВНЫЕ РАБОТЫ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ:

1 .С.С.Василенко. К вопросу повышения эффективности и надежности эксплуатации центробежных насосов магистральных нефтепродуктопрово-дов, работающих в режимах малых подач //Труды Второй Международной конференции "ЭНЕРГОДИАГНОСТИКА и CONDITION MONITORING". Т.4. "Эксплуатация и ремонтное обслуживание магистральных трубопроводов". Часть 2. Москва, 12-16 октября 1998 г. -М.: ИРЦ Газпром, 1999, с.51-58.

2.С.С.Василенко, В.М.Писаревский. Диагностика зазора щелевого уплотнения в насосах для трубопроводного транспорта нефти и нефтепродуктов //Магистральные и промысловые трубопроводы: проектирование, строительство, эксплуатация, ремонт. НТС №3, РГУ нефти и газа им. И.М.Губкина. -М.: 1998 г. - с.50-60.

3.С.С.Василенко, В.М.Писаревский. К оценке зависимости к.п.д. центробежного насоса от подачи, зазора щелевого уплотнения и вязкости транспортируемой среды //Магистральные и промысловые трубопроводы: проектирование, строительство, эксплуатация, ремонт. НТС №4, РГУ нефти и газа им. И.М.Губкина. - М.: 1998 г. - с.30-35.

4. С.С. Василенко, В.М. Писаревский, В.А. Поляков. Исследование влияний зазора щелевого уплотнения и подачи на вибрацию центробежного насоса // Магистральные и промысловые трубопроводы: проектирование, строительство, эксплуатация, ремонт. НТС №1, РГУ нефти и газа им. И.М.Губкина. - М.: 1999 г. - с.42-46.

Соискатель^^^^Э^^йасиленко С.С.

ВВЕДЕНИЕ

ГЛАВА 1. ОБЗОР ИССЛЕДОВАНИЙ, СВЯЗАННЫХ С ОЦЕНКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ И НАДЁЖНОСТИ РАБОТЫ НАСОСНОЙ УСТАНОВКИ В РЕЖИМАХ МАЛЫХ ПОДАЧ.

1.1. Обзор исследований, связанных с влиянием режима на стр. 12 рабочий процесс ЦБН.

1.2. Обзор исследований, связанных с оценкой влияния стр.26 геометрических, конструктивных и режимных параметров на пульсацию потока ЦБН.

1.3. Обзор исследований, связанных с оценкой влияния стр.46 параметров пульсации потока на величину к.п.д. ЦБН.

1.4. Обзор исследований, связанных с оценкой влияния стр.54 вибрации на напряженно-деформированное состояние участка трубопровода.

1.5. Цель и задачи диссертации. стр.

ГЛАВА 2. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНАЯ УСТАНОВКА И МЕТОДИКА ПРОВЕДЕНИЯ ЭКСПЕРИМЕНТОВ.

2.1. Описание экспериментальной установки

2.2. Методика проведения измерений стр.64 стр.

ГЛАВА 3. ОЦЕНКА ЗАВИСИМОСТЕЙ ПАРАМЕТРОВ ПУЛЬСАЦИИ плЗЛЕНИЯ, ВИБРАЦИИ ОПОР И К.П.Д. ОТ ЗАЗОРА 1ДЕЛЕВОГО УПЛОТНЕНИЯ И ПОДАЧИ ЦБН.

3.1.Оценка зависимости величины зазора щелевого стр. уплотнения от параметров пульсации давления в ЦБН.

3.2. Расчет зависимости к.п.д. от зазора щелевого стр. уплотнения, подачи насоса и вязкости трансопртируемой среды.

3.3.Оценка зависимости параметров вибрации опор насоса от стр. 104 зазора щелевого уплотнения и подачи насоса.

3.4.Методика оценки зазора щелевого уплотнения, к.п.д. в стр. процессе эксплуатации и необходимости ремонта насоса.

ГЛАВА 4. РАСЧЕТ НАПРЯЖЕННО-ДЕФОРМИРОВАННОГО СОСТОЯНИЯ (НДС) И НОРМИРОВАНИЕ ВИБРАЦИИ ТРУБОПРОВОДОВ ЦБН.

4.1 .Расчет напряженно-деформированного состояния стр. 116 трубопроводов ЦБН с учетом параметров вибрации.

4.2.Разработка методики нормирования вибрации стр.122 трубопроводов ЦБН.

4.3.Оценка влияния силы статического натяжения на стр.127 напряжение в трубопроводах ЦБН.

Основные задачи эксплуатации центробежных насосов магистральных нефтепроводов и нефге п роду кто п ровод ов в режимах малых подач.

В настоящее время системы трубопроводного транспорта нефти и нефтепродуктов эксплуатируются в режимах резкого снижения производительности. При этом центробежные насосы (ЦБН) работают в режимах малых подач, в большинстве случаев не превышающих 50% от номинальной. Работа ЦБН в таких режимах приводит к снижению эффективности и надежности, вызванных следующими причинами.

Снижение подачи ЦБН изменяет условия движения жидкости в центробежном колесе, обуславливающему рост колебаний (пульсаций давления и скорости жидкости) и появление рециркуляционных зон. В результате происходит не только снижение коэффициента полезного действия (к.п.д.) насоса, но и появляются дополнительные динамические нагрузки на элементы насоса, снижающие их долговечность.

Хорошо известно, что одной из основных причин снижения к.п.д. насоса при работе в оптимальном режиме является износ щелевого уплотнения, приводящий к появлению потока утечек из области нагнетания в область всасывания. Рост зазора уплотнения обычно ограничен минимально допустимой величиной к.п.д. насоса, которая не может быть меньше 83% [1]. Однако существующие нормативы на износ щелевого уплотнения получены в результате статистической обработки экспериментальных данных и не учитывают индивидуальных свойств каждого агрегата, связанных с особенностями изготовления, сборки, сроком эксплуатации, рабочим режимом и т.п. При работе насосов в режимах малых подач заметно усилился износ щелевого уплотнения. В ряде случаев увеличение зазора до допустимых значений происходит значительно раньше, чем это предусмотрено существующими нормативными документами. В результате часто ЦБН работают при значениях к.п.д. ниже допускаемого. Для оценки величин утечек через щелевое уплотнение использовалась методика оценки утечек через торцевое уплотнение с подвижным элементом, приведённая в [2].

В соответствии с нормами износа щелевого уплотнения [1], весь диапазон износа был разделен на 4 части.

5о1=0,25 мм; 502-0,33 мм; 50з=0,5 мм; 504-0,66 мм; Малые величины щели и снижение перепада давления по обе стороны от уплотнения до 16 кг/см позволяет считать поток в уплотнении -ламинарным. При этом величина потока рассчитывается по формуле:

I ~А1 5 АгЕвх + Евых М где X - коэффициент потерь на трение; 96

Я = —, Не - число Рейнольдса; ^вх, ^вых - коэффициент потерь на входе и 11е выходе; с! - диаметр уплотнения; 1 - длина уплотнения; ЛН - перепад напора в уплотнении; 5о- радиальный зазор.

Для различных размеров щелевых уплотнений величины утечек через щелевые уплотнения для насоса НМ 3600-230 равны

201=44 м3/час; р02=78 м3/час; С>0з=144 м3/час; 004=216 м3/час; Такой поток утечек приводит к уменьшению к.п.д. на следующие величины: 0,25.0,33 - 1,2.2,1%; 0,5.0,66 - 4.6 %.

Поэтому в настоящее время наиболее актуальной задачей повышения эффективности эксплуатации ЦБН является разработка методики диагностического обследования зазора щелевого уплотнения. При этом количественные характеристики износа щелевого уплотнения должны

Ш \*1гГ

О 200

Дик ~~ JJUмм

1000 1800 2600 3400 4000

С), м3/ч

Рис.2 Зависимость виброускорения подшипнка от подачи при различных диаметрах предвключенногоколеса насоса НМЛ 3600/2500.

Рис.3 Зависимость виброускорения подшипника от подачи при различных углах установки лопасти предвключенного колеса насоса НМЛ 3600/2500. оцениваться путем косвенных измерений, что позволит определить мгновенную величину к.п.д., прогнозировать его изменение во времени, . . псиилидимл1й и ирихуп омоида а рсмит,

Поскольку расходы на электроэнергию являются основной частью эксплуатационных расходов в системах трубопроводного транспорта, то своевременный вывод насосов в ремонт позволит повысить технико-экономические показатели работы этих систем.

Наличие дополнительных гидродинамических сил, связанных с движением жидкости в центробежном колесе в режиме малых подач привело к росту нагрузок и усилению вибрации основных элементов насосной установки. Это, прежде всего, сказалось на вибрации подшипниковых узлов и трубопроводов. Рост вибрации привел к резкому усилению износа подшипниковых узлов по сравнению с работой в режимах, близких к оптимальному. Нередкими стали случаи аварийной остановки насосов, связанных с разрушением подшипниковых узлов.

Изменения рабочих характеристик и вибрации корпуса подшипника насоса НМ10000-210 в зависимости от подачи [3] приведены на рис.1. Как следует из приведенных данных, снижение подачи приводит не только к снижению к.п.д., но и к увеличению уровня вибрации насоса.

В работе [4] были проведены измерения параметров вибрации (СКЗ вибрации) подпорного нефтяного насоса НМП 3600/2500 с предвключенным шнековым колесом в зависимости от диаметра предвключенного колеса Опк, рис.2 и углов установки лопасти (Зп, рис.3 на недогрузочных режимах подач.

Как следует из приведенных данных, снижение подачи в 2 раза по сравнению с номинальной приводит к резкому увеличению интенсивности вибрации.

Для определения действий работоспособности подшипниковых узлов необходим периодический вибродиагностический контроль, оценка и прогнозирование технического состояния подшипниковых узлов.

Методология вибрационной диагностики подшипников ЦБН приведена в [1,5,6].

ТПГТТ ---- ------ ------ ------------и рч^лчптыл толшл нидач .зпачи 1 сльпи у^ИЛИЯаиЬ вибрация присоединенных трубопроводов. Это связано с тем, что основной причиной вибрации являются колебания транспортируемого потока, а при работе в режимах малых подач интенсивность колебаний резко усиливается. Рост интенсивности колебаний потока жидкости в трубопроводе приводит к тому, что на отдельных участках системы могут образовываться кавитационные зоны, обуславливающие дальнейший рост пульсации потока и увеличивающие вероятность разрушения трубопровода. Попытки снизить уровни вибрации путем усиления жесткости опорных конструкций и использования неподвижных опор не всегда позволяют решить задачу, поскольку в таких опорах не используются элементы, диссипирующие энергию колебаний. При этом, если на начальной стадии эксплуатации, когда запас несущей способности труб велик, некоторое увеличение уровня вибрации не оказывает существенного влияния на надежность работы трубопровода, то после того, как срок эксплуатации приближается к нормативно допустимому и в трубопроводе развились микротрещины, увеличение уровня вибрации может стать основной причиной разрушения трубопровода.

Основной задачей анализа технического состояния присоединенных трубопроводов при работе в режимах малых подач является оценка опасности вибрации, в основу которой следует положить взаимосвязь параметров вибрации и напряженно-деформированного состояния (НДС) трубы, нормирование уровней вибрации и выявление наиболее опасных режимов работы.

На основании опыта эксплуатации ЦБН известно, что конструкция и размеры фундамента под насос и электродвигатель не позволяют в достаточной степени снижать динамические нагрузки, возникающие даже при работе насоса в оптимальном режиме. При работе ЦБН в режимах малых подач в фундаменте часто появляются трещины, приводящие к тому, что разные участки фундамента вибрируют с разными частотами. Это резко

-----— тт—-------------г---------г

1 х п инии г и 1 <л. ДЛЛ «^ДЧ^ШЧМ раии1иИНЛ/ШПЛ1И фундамента и его технического состояния необходим периодический вибрационный контроль. Основные положения контроля технического состояния фундаментов роторных машин приведены в [1,5,6].

Особенности рабочего процесса ЦБН приводят к тому, что наряду с повышением напора в транспортируемой жидкости появляются динамические составляющие потока (пульсация потока), интенсивность которых зависит от конструкции насоса и режима работы. Основной составляющей колебаний потока жидкости в ЦБН является лопаточная гармоника, частота которой равна произведению числа лопаток на число оборотов. Наряду с лопаточной гармоникой при работе ЦБН появляется ряд ее высших гармоник, связанных с нелинейными свойствами процесса и парциальными резонансами в системе. Кроме того, при работе ЦБН в потоке жидкости всегда присутствует оборотная составляющая пульсации, амплитуда которой зависит от величин дебаланса, расцентровки валов других дефектов в насосе и особенностей конструкции. Именно появление дополнительных пульсационных составляющих потока приводит к снижению к.п.д. насоса и изменению условий движения жидкости в центробежном колесе. Но, если в режимах оптимального к.п.д. амплитуда лопаточной составляющей пульсации значительно превышает амплитуду оборотной составляющей, то при работе в режимах малых подач амплитуды этих гармоник становятся примерно равными. В оптимальнохм режиме амплитуда оборотной составляющей не превышает 30-40% амплитуды лопаточной, в режимах малых подач это соотношение составляет 80-120% [7]. Рост низкочастотной пульсации проявляется особенно сильно на вибрации трубопроводов, которая становится угрожающей при появлении резонансов в гидродинамической или механической системах.

С ростом зазора щелевого уплотнения, определяющего поток перетечек из области нагнетания в область всасывания и являющегося

ОСНОВНОЙ причиной С11"ЯСС1"1Я 1С.П.Д. насоса, ДОЛЖНЫ й31у1спл1ы.л иарамсфЫ пульсации потока в полости насоса и присоединенных трубопроводах. В результате модуляции лопаточной или оборотной гармоник характерными частотами, связанными с наличием потока перетечек, могут образовываться дополнительные частотные составлячющие пульсации - боковые гармоники. Амплитуда боковых гармоник является диагностическим признаком, характеризующим инстенсивность потока перетечек. Так, если амплитуда этих гармоник превысит 10-15% амплитуды образующей гармоники,то велика вероятность того, что зазор в щелевом уплотнении превышает допустимое значение.

Наряду с использованием коэффициента модуляции для оценки зазора могут быть использованы другие диагностические признаки: среднеквадратическое значение амплитуд пульсации в различных диапазонах частот, спектр огибающей, коэффициенты автокорреляции и взаимной корреляции [5]. Эти диагностические признаки позволяют получить количественные оценки потока перетечек, а следовательно, и мгновенную величину к.п.д. насоса.

Таким образом, основные задачи повышения эффективности и надежности эксплуатации ЦБН в режимах малых подач сводятся к оценке взаимосвязи параметров потока перетечек через щелевое уплотнение и параметров пульсации потока жидкости в полости насоса и трубопроводах, а также к оценке взаимосвязи параметров вибрации с НДС трубы и разработке методики оценки опасности вибрации.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

1. Разработана методика диагностики износа щелевого уплотнения, основанная на измерении параметров пульсации (колебаний) давления жидкости в полости ЦБН.

2. Установлено, что отношение амплитуды оборотной составляющей пульсации давления в полости насоса к среднеквадратическому значению в диапазоне частот 10 1000 Гц является диагностическим параметром при оценке износа щелевого уплотнения.

3. Получена зависимость относительной амплитуды оборотной составляющей пульсации давления в полости насоса от величины зазора щелевого уплотнения и относительной подачи.

4. Установлено, что поток утечек через щелевое уплотнение уменьшает к.п.д. ЦБН на 2.5 -4- 3.0 %. Получены зависимости к.п.д. от зазора уплотнения, вязкости транспортируемой жидкости и относительной подачи.

5. Разработана методика вывода ЦБН в ремонт по изменению зазора щелевого уплотнения и к.п.д.

6. Разработана методика определения НДС трубопровода ЦБН, основанная на расчете составляющих тензора напряжений, связанных с давлением жидкости, продольной силой статического натяжения, возникающей при движении жидкости по криволинейной поверхности, и измеренными параметрами вибрации.

7. Исследована зависимость продольной силы статического натяжения и соответствующих составляющих тензора напряжений от сортамента труб и давления жидкости. Показано, что в исследованных диапазонах изменения переменных, напряжение, вызванное этой силой, достигает 30% от предела текучести.

8. Получено уравнение нормирования, позволяющее оценить опасность вибрации трубопроводов ЦБН с учетом напряжений, вызванных давлением жидкости и силой продольного натяжения.

1. Руководство по организации эксплуатации и технологии механического обслуживания и ремонта оборудования сооружений нефтеперекачивающих станций. РД 153-39ТН-008-96 Уфа, 1997, ВНИИСПТНефть.

2. Э.А.Васильцов. Бесконтактные уплотнения. Машиностроение Л, 1974, с.157.

3. В.А. Белозёров, В.И. Еронен и др. Промышленные исследования работы магистральных центробежных насосов. Транспорт и хранение нефти и нефтепродуктов. №12 1982, с.3,4.

4. В.А.Куценко, В.П. Братник. Повышение надёжности работы подпорных нефтяных насосов на недогрузочных режимах. Транспорт и хранение нефти и нефтепродуктов. №10, 1970, с.27-30.

5. М.Д. Генкин, А.Г. Соколова. Виброакустическая диагностика машин и механизмов. М. Машиностроение, 1987,с.283.

6. С.С. Василенко К вопросу повышения эффективности и надёжности эксплуатации центробежных насосов магистральныхнефтепродуктопроводов, работающих в режимах малых подач. Труды второй международной конференции «Энергодиагностика» Т.4.1. М. 1999 с.

7. A. Goulas, G.Truscott. The flow field at the tip of an impeller at off-design conditions. ImechE 1988. C366/88 p.51-60

8. G.Caignaert, J.P.Barrand, B.Desmet. Recirculation at impeller inlet and outlet of centrifugal pump. IMechE 1988 C3 37/88 p.61-68

9. K. Ochsner, О von Bertell. Part-load perfomance of induser pumps ImechE, 1988, C342/88, p.105-108.

10. G. Ludwig, В. Stoffel. The influence of the suction sided gap flow on part load recirculation and blade cavitation in centrifugal pump. (ISROMAC-3) Honolulu 1990.

11. M.Sano Reduction of pressure pulsations in pumps and piping systems. Trans Jpn. Mech. Eng. Vol52 N474 В 1986-2 p.578

12. А.А. Иванюшкин, JI.П. Наконечный и др. Исследование пульсаций давления в одноступенчатом насосе. Химическое и нефтяное машиностроение. №11., 1987, с.29-30

13. Y.Kawata, S.Uehara, Prediction of system instability by measuring the dynamic characteristics of prototype multistage centrifugal pump. Mitsubishi Heavy Industries, Ltd technical Review vol25. N3, Oct 1988, pl60-165.

14. H.C. Яловой, П.Д. Ксендзовский и др. Спектры низкочастотных пульсаций давления при работе центробежного насоса в условиях кавитационного срыва напора. Известия ВУЗ. Авиационная техника № 10, 1986, с.89-93.

15. Cooper P., Wotring Т. Minimum continious stable flow in feed pumps. Simposium Proceedings Power Plant pumps ERPI CS-5857 p.2-97. 1988.

16. Sloteman D.P., Cooper P. Design of high energy pump impellers to avoid cavitation instabilities and damage. Power Plant pumps Simposium Tampa Florida ERPI1, 1991.

17. Katsanis Т., McNally M.D. Revised fortran program for calculation velocities and streamlines on a blade to blade surface of a turbomachines NASA, TMX-1764, 1969.

18. Graf E., Sloteman D.P. Three dimentional flow analysis in a multistage pump crossover diifuser. Fluid machinery components FED Volume 101, ASME 1990.

19. Gopalakrishnan S., A new method for computing minimum flow. Proceedings of the fifth international pump users symposium. Turbomachinery Laboratory. Department of mechanical engineering Texas Univer. Texas 1988.

20. Чегурко JI.Е., Габов Б. А. Уменьшение пульсации давления жидкости и повышение экономичности насосов. Энергетическое машиностроение. Экспресс-информация НИИЭинфорэнергомаш М. 1987. Вып. 10 с.4-9

21. Makay E., Barrett J.A. Ten ways to improve high-energy pump perfomance. Power, January 1988, p.37-40

22. Шильман A.X. Исследование пульсаций потока жидкости в центробежном насосе. Автореферат диссертации на соискание учёной степени к.т.н. Московский институт нефтехимической и газовой промышленности им. И.М.Губкина М. 1972

23. Демидов С.П. Теория упругости. —М.: Высш. шк., 1979. -432 с.

24. Ильюшин A.A. Механика сплошной среды. -М.: Изд. Моск.ун-та, 1978.-287 с.

25. Ингульцов С.В. Собственные и вынужденные колебания разветвленных трубопроводных систем энергетических установок. Автореферат дис.канд.техн.наук. Харьков, 1981.-21 с.

26. Клюшников В.Д. Математическая теория пластичности. -М. : Изд. Моск. ун-та, 1979.-208 с.

27. Мяченков В.И. Расчеты машиностроительных конструкций методом конечных элементов. -М.: Машиностроение, 1989.-520с.

28. Партон В.З., Перлин П.И. Методы математической теории упругости. -М.: наука, 1981.-688 с.

29. Петушков В.А. О динамике и прочности трубопроводных систем при сейсмических воздействиях // Проблемы прочности, 1986, №10. с.94-102

30. Поляков В.А. разработка методики нормирования вибрации трубопроводов больших диаметров с целью повышения их надежности. Автореферат дис.канд.техн.наук. -М.: 1989.-21 с.

31. Седов Л.И. Механика сплошной среды. Т.1. -М.: Наука, 1983. 528 с.

32. СниП 2.05.06-85. Магистральные трубопроводы. -М.: ЦИТП Госстроя СССР, 1985.-52 с.

33. Федорович Е.Д., Фокин Б.С., Аксерольд А.Ф., Гольдберг Е.Н. Вибрации элементов оборудования ЯЭУ. -М.: Энергоатомиздат, 1989. -168с.

34. ANSI В.31.3, Code for Chemical Plant and Petroleum Refinery Piping, 1980.

35. ANSI B.31.4, Code for Liquid Petroleum Transportation Piping Systems, 1979.

36. ANSI B.31.8, Code for Gas Transmission and Distribution Piping Systems, 1982.

37. DnV Rules For Submarine Pipiline Systems, 1981.

38. Paz M., Mechelow J. "Stiffness Analysis of Network Pipes Conveying Fluid", 33 rd Internetional Conference on Pressure Vessel Technology, April 1922, 1966, pp.143-148.

39. Pisarevsky V.M., Polyakov V.A. Normalization of pipe-line system vibration //2nd International conference "PIPELINE INSPECTION". October 1418 1991, Moscow.-M.: 1991, pp. 154-158.

40. Stephens D.R., McConnell D.P. "Pipeline design codes compared graphically", OGJ, July 29, 1985, pp. 139-144.

41. To C.W.S., Kaladi V. Vibration of piping systems containing a moving medium. "Trans. ASME: J. Pressure vesseltchnol", 1985, 107, N4, 344-349.

42. Е.И. Яковлев, В.Д. Куликов, А.В. Шибнев, В.А. Поляков, Н.С. Ковалевич, Ю.К. Шарабудинов. Моделирование задач эксплуатации систем трубопроводного транспорта. — М.: ВНИИОЭНГ, 1992 г. с.358.

43. Р.А. Новодержкин. Насосные станции систем технического водоснабжения. ТЭС и АЭС. М.Энергоатомиздат, 1980, с.263.1. УТВ1. Главный инже, Председа//? »титель МН» цкнв ООО г.

44. АКТ ВНЕДРЕНИЯ результатов диссертационной работы С.С.Василенка в производство в ГАО «Приднепровские магистральныенефтепроводы»

45. Тема, научное исследование, результатом которых явилась разработка мероприятий:

46. Исследование насосных агрегатов НМ 3600x230 в нерасчетных режимах эксплуатации

47. Наименование предприятия, где произведено внедрение:

48. Кременчугское районное нефтепроводное управление. Наименование объекта, где произведено внедрение:

49. Нефтеперекачивающая станция "Кременчуг", насосные агрегаты НМ 3600x230.

50. Начальник технического отдела

51. Зам. Пред се дате ля Правления

52. ПРОТОКОЛ технического советаг.Кременчуг10» мая 2000 г.1. Присутствовали:

53. От ГАО «Приднепровские магистральные нефтепроводы»:

54. М.В.Стецькив Главный инженер - первый заместитель Председателя Правления

55. Г.В.Кулеба зам.Председателя Правления

56. И.И.Давидчук зам.Председателя Правления

57. И.Г.Шпак зам.главного механика

58. А.М.Савельев главный механик

59. Т.Ф.Левкович главный энергетик

60. С.И.Крицын начальник технического отдела

61. Ю.Г.Федоренко начальник отдела эксплуатации

62. С.С.Василенко начальник НПС "Лисичанск" Лисичанского РНУ Ю.В.Н.Коваль - инженер отдела главного механика

63. В.В.Иващенко начальник отдела АСУ ТП

64. В.Ф.Бестик главный метролог

65. От Российского Государственного университета нефти и газа им. Губкина:

66. Профессор кафедры транспорта хранения нефти и газа д.т.н. В.М.Писаревский1. Слушали;

67. О внедрении результатов диссертационной работы начальника НПС «Лисичанск» Василенко С.С. «Исследование работы центробежных насосов магистральных нефтепроводов в режимах малых подач». Решили:

68. Представленные в работе методы решения практических задач обеспечивают: