автореферат диссертации по энергетике, 05.14.16, диссертация на тему:Разработка технических средств предупреждения аварийных ситуаций в гидросистемах концевых уплотнений компрессоров

На правах рукописи

РГ6 оя

' 5 Ш №

Назик Эльамир Юсиф

РАЗРАБОТКА ТЕХНИЧЕСКИХ СРЕДСТВ ПРЕДУПРЕЖДЕНИЯ А#ИЙНЫХ СИТУАЦИЙ В ГИДРОСИСТЕМАХ КОНЦЕВЫХ -- УПЛОТНЕНИЙ КОМПРЕССОРОВ

05.14.16 - Технические средства и методы защиты окружающей среды (в машиностроении и энергетике).

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва - 2000 г.

Работа выполнена на кафедре промышленной экологии и безопасности жизнедеятельности экологического факультета Российского Университета

дружбы народов.

Научный руководитель:

Заслуженный изобретатель Российской Федерации, доктор технических наук, профессор, Х.Н. Низамов

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор Д.К.Гришин; доктор технических наук B.C. Соловьев.

Ведущая организация: Научный центр нелинейной волновой механики и технологии РАН

Защита состоится 2000 г. в [/5 часов *

заседании диссертационного совета К 053.22.32 в Российском Университе! дружбы народов по адресу: 117302, г. Москва, ул. Орджоникидзе, д.З.

С диссертацией можно ознакомиться в Научной библиоте1 Российского Университета дружбы народов (117198, г. Москва, ул. Миклух' Маклая, д.6).

Автореферат разослан

«Зо - 2000 г.

Ученый секретарь диссертационного совета кандидат технических наук, профессор ) Л. В.Виноград«

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ.

Актуальность работы. Диссертационная работа посвящена вопросам защиты окружающей среды на основе снижения аварийности концевых уплотнений турбомашин (центробежных и винтовых компрессоров, насосов, турбин и т.п.).

Развитие энергетики, нефте-газовой, химической и нефтехимической промышленности потребовало создания турбомашин большой единичной мощности, которые являются основными комплектующими изделиями этих отраслей При этом основным требованием при разработке этих изделий является обеспечение высокой надежности, так как их аварийная остановка неизбежно приводит к большим экономическим потерям и загрязнению окружающей среды.

Анализ причин аварий турбомашин показывает, что более одной трети всех аварий центробежных компрессоров и насосов и более 10% аварий турбин происходит из-за выхода из строя концевых уплотнений роторов . Необходимо отметить, что особую опасность представляет полная или частичная разгерметизация уплотнений при транспортировке легковоспламеняющихся, взрывоопасных и токсичных жидкостей и газов.

Наиболее широкое распространение в кбмпрессоро,- й насосостроении получили плавающие уплотнения и уплотнения торцового типа, работоспособность которых в значительной мере зависит от правильности выбора параметров и надежности работы гидросистемы подачи затворной жидкости. При этом очень жесткие требования предъявляются к колебаниям давления в гидросистеме, от которых зависит герметичность и ресурс работы уплотнений.

В тоже время, для создания требуемого высокого давления в гидросистемах затворной жидкости, в основном, используются поршневые (плунжерные) насосы, являющиеся мощными источниками вынужденных колебаний давления и расхода. В некоторых случаях размах колебаний давления на насосной частоте может быть близок к среднему давлению в гидросистеме, создаваемому насосом. —

Следствием такого рода процессов являются:

- частичная разгерметизация уплотнений;

- интенсивные вибрации, приводящие к разгерметизации' и порывам !ру бо про во до в гидросистемы подачи затворной жидкости;

- снижение ресурса работы уплотнений;

• снижение ресурса и КПД компрессорных и насосных агрегатов;'

■утечкам затворной и перекачиваемой жидкости (или газа) через стыки и

фланцы трубопроводов и т.п. .

Существенное уменьшение амплитуды' колебаний давления в -идросистеме торцового или плавающего уплотнения позволяет в значительной иере устранить вышеперечисленные негативные явления и существенно г^еньшеть вероятность возникновения аварийных ситуаций с серьезными

экологическими и экономическими последствиями в процессе эксплуатации винтовых и центробежных компрессоров и насосов ------------------\

В настоящее время для снижения колебаний давления в гидросистемах, ■

оснащенных поршневыми__насосами в основном используют , следующие

средства:

- изменение схемы, размеров трубопроводов и элементов гидросистемы торцового уплотнения;

- установка дроссельной шайбы или диафрагмы;

- установка камерных (емкостных) ( гасителей колебаний и аккумуляторов давления;

- применение акустических фильтров резонаторов.

Наиболее важны для практики три последних способа, так как с изменением схемы, размеров трубопроводов и их формы изменяется собственная частота колебаний, но резонанс, устраненный при одних частотах движения поршня, возникает при других; установка дроссельной шайбы или диафрагмы приводит к значительному ослаблению колебаний давления, но при этом возникают дроссельные потери, поглощающие значительную часть мощности насоса.

Недостатком гасителей типа буферных емкостей является то, что они позволяют, поток в трубопроводе сглаживать лишь за гасителем. Кроме того, размещение буферных емкостей необходимых размеров, в гидросистеме торцового уплотнения сопряжено с большими трудностями из-за ограниченной площади. ...„..-• .. ..

Акустические фильтры применяют в наиболее, ответственных случаях, когда требуется значительное снижение амплитуды колебаний давления. Они сложнее по конструкции и более трудоемки в изготовлении чем . буферные емкости. Акустическим фильтрам присущи те же недостатки, что и буферным емкостям.

Вышеперечисленные средства для гашения волновых и вибрационных процессов, такие как изменение схемы трубопроводов, дроссельные шайбы, емкости гасителей, аккумуляторы давления, акустические фильтры, буферные емкости, малоэффективны и поэтому не получили широкого внедрения.

В связи с изложенным, разработка новых высокоэффективных средств защиты от волновых и вибрационных процессов в гидросистемах подачи затворной жидкости торцовых уплотнений компрессоров и насосов, создание практических устройств и внедрение их в различные отрасли промышленности является актуальной проблемой.

Диссертация выполнена в рамках госбюджетных и хоздоговорных работ выполненных на кафедре «Промышленная экология и безопасности жизнедеятельности» Российского Университета дружбы народов.

Целью работы является разработка технических средств предупрежденю ^ и устранения аварийных ситуаций в гидросистеме торцового уплотнения < \1 аксиально-поршневым насосом путем гашения волновых и вибрационньи

процессов, возникающих в процессе эксплуатации, а как следствие, способствующих улучшению состояния окружающей природной среды.

Идея работы состоит в том, что поставленная цель решается на основе исследования гидроупругих процё'еЬов в гидросистеме торцового уплотнения с аксиально-поршневым насосом, способов и средств уменьшения их интенсивности за счет изменения параметров трубопроводной системы (податливости, приведенного гидравлического сопротивления, введение диссипативных элементов и предкамеры для расширения потока жидкости и т.д.) выбора технических принципов реализации средств гашения волновых и вибрационных процессов ~ стабилизаторов давления, оптимизации их параметров, разработки практических устройств и исследования ■ их эффективности.

Методы исследования. Для решения поставленных задач использовались методы интегрирования обыкновенных линейных дифференциальных уравненийи дифференциальных уравнений в частных производных, обработки результатов эксперимента, который проводился на экспериментальном стенде и в реальных условиях эксплуатации.

Научные положения, выносимые на защиту и их новизна.

- Проведен выбор новых конструктивных решении стабилизаторов давления для зашиты от аварийных ситуаций гидросистемы торцового уплотнения компрессора с аксиально-поршневым насосом;

- Разработана математическая модель волновых процессов в гидросистеме торцового уплотнения компрессора без стабилизатора и со стабилизатором;

- Разработана методика проектирования стабилизаторов давления и их основных конструктивных элементов (упругих элементов, распределенной перфорации, податливости и геометрических параметров);

- Проведены экспериментальные исследования волновых процессов в гидросистемах торцового уплотнения компрессора низкого- и высокого давлений без стабилизатора и тремя вариантами стабилизаторов в стендовых и реальных условиях.

Достоверность научных положений, выводов и рекомендаций подтверждается удовлетворительной сходимостью результатов расчета эффективности гашения,волновых и вибрационных процессов в гидросистеме и результатов экспериментального определения эффективности на стенде и в реальных условиях эксплуатации (расхождение не более 7 - 10%) и достигается за счет использования современных математических методов в области гидромеханики и волновой механики.

Праст-ическая реализация, работы. Экспериментальные исследования образцов стабилизаторов давления проводились на экспериментальной базе НИИ «Турбокомпрессор» (г. Казань) и Новомосковской АК «Азот».

Научное значение работы заключается в том, что полученные зависимости' между характеристиками возбудителей колебаний, характеристиками гидросистемы торцового уплотнения компрессора' и требуемой эффективности гашения волновых,-г вибрационных и ударных

процессов позволяют определить оптимальные значения параметров стабилгааторов давления и его элементов, ,

Практическая значимость. Разработанные конструктивные схемы, технические устройства их реализации - стабилизаторы давления позволяют в /значительной мере исключить аварии в гидросистемах торцового уплотнения V компрессора от возмущений, вызванных работой аксиально-поршневых насосов, изменением режима их работы, срабатыванием запорной арматуры и т.д. Теоретическое обоснование, технические принципы реализации и методика определения основных характеристик стабилизаторов давления носят универсальный характер и могут быть применены для гидросистем,различного назначения. . ,, . ,

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы докладывались и обсуждались на: Международной молодежной научной конференции (XXV Гагаринские чтения), (г. Москва, 1999 г. МАТИ) конференции в Российской Инженерной Академии (секция «Инженерны« проблемы стабильности и конверсии», г. Москва, 1998 г).

Публикации. По теме диссертационной.работы опубликовано 5 печатные работ.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четыре? глав, заключения и списка литературы. Объем работы 123 страниць машинописного текста, в том числе 30 рисунков, 5 таблиц, списо! 1 литературы га 66 наименований.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Введение содержит общую характеристику проблемы аварийности ] гидросистеме концевых. уплотнений компрессоров от волновых 1 вибрационных процессов, приводящих к частичной разгерметизаци] уплотнений. Здесь же обосновывается актуальность проводимых исследований определяется их цель и способы ее достижения, новизна, практическое ] научное значение, обзор литературы.. ,

Первая глава посвящена состоянию вопроса и задачам исследования ] состоит га четырех разделов. В первом разделе анализируются основные тиш -плавающих и торцовых уплотнений, которые используются в компрессоре строении. Второй раздел посвящен обзору теоретических и экспериментальны : исследований концевых уплотнений для решения задач расчета проектирования уплотнений, а также повышения ресурса их работы за сче оптимизации проектных параметров и подбора рациональных материалов дл уплотняющих пар трения. ,

В третьем разделе проведен анализ работ, посвященный исследования, неустановившегося движения жидкости и газа , в трубопроводных системах способам борьбы с волновыми и вибрационными процессами.

. ; В четвертом разделе поставлены цеди и, задачи исследований.

Вторая глава состоит из 2 разделов и посвящена анализу существующих ;редств гашения волновых и вибрационных процессов в гидромагистралях торцового уплотнения компрессоров, а также предлагаются перспективные истоды борьбы с пульсациями давления я расхода затворной жидкости. .

С целью гашения волновых процессов в гидросистеме концевого уплотнения до допустимой степени неравномерности в настоящее время используют следующие способы: изменение схемы, размеров трубопроводов и 1грегатов, установка дроссельной диафрагмы, установка камерных гасителей, эуферных емкостей, применение аккумуляторов давления и: акустических фильтров-резонаторов. . —

Описаны перспективные варианты конструкции стабилизаторов давления ^СД) для защиты гидросистемы торцового уплотнения компрессоров: тневмостабилизатор , давления, стабилизатор с упругой камерой, многосекционный стабилизатор давления с разделением потока, стабилизатор аавления с секционированием упругих камер с внешним нагружением. .

На рис.1 изображен разработанный стабилизатор давления с упругой камерой для зашиты входного трубопровода плунжерного насоса подачи 1а 1 верного масла к торцовому уплотнению компрессора от вибрационных процессов в цехах «Аммиак-2» и «Аммиак-3» НАК «Азот».

Рис. 1. Стабилизатор с упругой камерой: 1-конусное кольцо, - металлический корпус, 3 - перфорация, 4 - эластичный материал, 5 - гибкий разделитель, б - трубопровод.

Стабилизатор с упругой камерой позволил уменьшить виброскорость трубопровода более чем в 6 раз (со 160 мм/с до 26 мм/с), а виброперемещения полностью устранить.:

Устройство работает следующим образом. При возникновении колебаний давления во входном Трубопроводе происходит перетекание рабочей среды из перфорированной вставки в кольцевую камеру и наоборот в зависимости от величины "и знака1' возмущений по давлению. При этом обеспечивается диссипация части' энергии-колебаний на распределенной перфорации и их упругое ' демпфирование вследствие под'атливб'сти упругих камер,' испытывающих сжатие и растяжение в поперечном сечении. Регулирование диапазона гасимых частот и степени снижения амплитуды колебаний достигается варьированием таких Параметров, как объем упругой камеры, размеры и количество перфорированных отверстий, модель упругости материалов, используемых для изготовления демпфирующих наполнителей.

МногосекцйЬнный' стабилизатор, изображенный на' рис.2, состоит из кожуха 5, связанного с присоединительными патрубками 10 посредством предкамер-переходников 9. В кожухе 5 по продольной оси установлен центральный трубопровод 2 с заглушками 11 обтекаемой формы. Между внутренней поверхностью кожуха 5 и центральным трубопроводом 2 установлены герметичные перегородки 3 и 7. Кожух 5 охватывает упругие камеры 4, выполненные в виде секций эллиптического поперечного сечения. Секции последовательно соединяются друг с другом через жесткие кольца 6, которые установлены на центральном трубопроводе 2 (соединение колец с центральным трубопроводом может быть подвижным). Внутри упругих камер 4 установлены сквозные трубы 1 с распределенной по длине перфорацией 12, посредством которых полости упругих камер 4 сообщаются с предкамерами 9. Все секции стянуты по длине: с помощью стержней 13. Полость кожуха 5 вокруг упругих камер может быть заполнена упругодемпфирующим материалом 14:-Стабилизатор устанавливают в корпус 5 в собранном виде и герметизируют по периметру уплотнительными кольцами 8.

Стабилизатор работает следующим образом. В квазистатическом режиме течения рабочая среда из трубопровода через присоединительный патрубок 1С поступает в предкамеру 9. Далее она проходит по периферийным сквозным трубам 1 через стабилизатор. При возникновении колебаний давления е магистрали происходит перетекание рабочей среды через перфорационные отверстия 12 в полости, упругих камер 4. Это приводит к упругим перемещениям их стенок и изменению их объема. Гашение колебаний давления осуществляется вследствие расширения и распределения потока жидкости на несколько камер, диссипации энергии колебаний на распределенной по длине перфорации и демпфирования по длине упругой камеры.

Рис. 2. Многосекционный стабилизатор давления с разделением потока

Регулирование диапазона гасимых частот достигается варьированием таких параметров, как длина и количество секций упругих камер, размеры перфорационных отверстий и суммарная площадь перфорации, податливость упругодемпфируюшего материала, заполняющего полость кожуха вокруг упругих камер. Кроме того, заглушки можно устанавливать на центральном трубопроводе посредством резьбового соединения, с соответствующим поджатием упругих камер по торцам в результате смещения перегородок при вращении заглушек. При этом обеспечивается возможность изменения статического нагружения демпфирующих элементов по торцам и, следовательно, частотных характеристик стабилизатора.

Использование рассматриваемого стабилизатора обеспечивает по сравнению с аналогами следующие преимущества:

1) установка упругих камер в едином кожухе с центральным трубопроводом с образованием общей предкамеры-переходника обеспечивает снижение гидравлического сопротивления и равномерное распределение потока рабочей среды по сечению стабилизатора; . • ■

2) секционирование упругих камер и введение связей в виде промежуточных колец, соединенных с центральным трубопроводом, позволяет исключить изгибные колебания упругих труб,- улучшить технологичность изготовления, обеспечить возможность расширения диапазона гасимых частот за счет наращивания длины упругих камер;

3) заполнение полостей между кожухом и упругими трубами упругодемпфирующим материалом дает возможность повысить рабочее давление в трубопроводе; ' . ' ' ,

4) установка зайушек с возможностью осевого поджатая обеспечивает 'ре'гулироваййё:да^йомагасиййхчаст(».' ■ • - • -

s

Третья глава состоит из трех разделов и посвящена разработке теоретических методов проектирования и определения эффективности стабилизаторов давления для . гидросистем торцового уплотнения компрессоров. Представлена методика расчета и выбора параметров стабилизатора давления: суммарной площади распределенной перфорации, определение параметров упругого элемента эллиптического поперечного сечения, податливости упругих элементов и геометрических размеров, определение коэффициента эквивалентного вязкого демпфирования, степени гашения волновых процессов.

Разработаны методы расчета упругих элементов новой конструкции.

В первом разделе приводится математическая модель волновых процессов в гидросистеме торцового уплотнения затворной жидкости без стабилизатора и со стабилизатором давления.

Основной причиной возникновения колебаний давления и расхода в гидросистеме является изменение расхода С(/) жидкость вследствие работы насосного агрегата, которое в общем случае может описываться произвольной функцией времени. При этом в зависимости от типа насоса функция Отбудет иметь различный характер.

Для гидросистем с поршневыми насосами изменение расхода имеет периодический характер , ' .

G0) = pF-V(t), (1)

где р- плотность жидкости; F - площадь поперечного сечения трубопровода; V(t)- скорость жидкости в трубопроводе в непосредственной близости от насоса имеет вид:

V-V

14-1 (ат ■ cos/яйу + ß„ • sin ma>bt)

(2)

где о>ь- угловая скорость вала насоса; К - средняя скорость жидкости в трубе.

Амплитуда пульсаций давления на выходе из насоса (ближайшая гармоника) можно определить по формуле:

/'■ГчЬ.

др =р.с и -Р-С—&-Ь-е-х (31

т н т _ р Л 4 ;

Связь между расходом б и давлением Р жидкости в каком-либо сечении с координатой * трубопровода можно представить линеаризованной системой уравнений неустановившегося движения жидкости Чарного И. А.

Разработана математическая модель стабилизатора давления Дифференциальное уравнение движения жидкости в СД можно записать в виде

т.

где та- масса жидкости в камере СД; ^ - площадь перфорации; кд • коэффициент эквивалентного вязкого демпфирования, имеющий размерносп силы, отнесенной к единице скорости; ка- коэффициент, характеризующий жесткость СД (величину обратную податливости), отнесенную к единиц«

тощади перфорации (к„ - р1-л /II, где Я- податливость СД); V- смещение 1СТИЦ жидкости в отверстиях перфорации.

Разделив левую часть уравнения на та, получим:

0 + 2кг0 + к1-и = ?(/), (5)

1&к^кд12та\ Ц = ксг1-'л /т,7 ; = ^ ■/>(/,г)/тст

Общее решение уравнения (5) для вынужденных колебаний давления на соде в СД имеет вид:

II +с1апаа.{)+М-соъбЯ + Ы-¿тая, (6)

МЛ/- ^) . -- ■ у

(к.'-со'У4*7 ч»1 ' ° исг

Первый член правой части выражения (б) описывает демпфированные юбодные колебания жидкости в СД, а два последних - демпфированные лнужденные колебания.

Видно, что благодаря присутствию множителя ехр(-А, •/), свободные злебания с течением времени уменьшаются и остаются только становившиеся колебания, описываемые двумя последними членами.

Выражение для установившегося поведения системы может быть тисано в следующей эквивалентной форме:

и = Л, -совЦ-р), (7)

Я /*,г

ie /5, = v'M1 i-N1

ffi-Oi г/к2гУ + 4k*-ыЧк

г

1 I

I.,...\ \2ktalk

<р - arcig\N / м J = arcig ——— [1 - ft) /*

Таким образом, установившиеся вынужденные колебания жидкости в габилизаторе представляют собой простое гармоническое колебание с иплитудой /1, и фазовым сдвигом <р. . i.

Расход жидкости в стабилизаторе определим, используя зависимость

• ' GCT(/) = i>.F„.p.M, . ... (8)

ie /j -коэффициентрасхода отверстий.перфорации.

ифференцируя (7) по времени и подставляя в зависимость (8), получим; < •

(;cr(/)=-/r„-/i-^-/4-<u-s т(м/-<р)> " (9)

ыражение (9) описывает динамику изменения расхода жидкости в упругую элость стабилизатора давления и позволяет оценить эффективность гашения ульсаций давления и расхода возникающих на входе в стабилизатор.

Расход жидкости в трубопроводе за стабилизатором: (') = - GCT (f) ~ У, pF sm aii ~ Fnp/jA со sin - q>) = V„ pFA, sin (a* + ?>,), '' (10)

<р, = arctg

- Л2 sin <р

\-Агсо$<р

Тогда граничные условия для системы уравнений (1) могут быть записаш в следующем виде: х = о ,Р-фЦ)

дх и г*

сО)

Функцию /(<) представим, как /(/) = —= у е'" - для гидросистемы

р/

поршневым насосом без стабилизатора и /(')=^^ = - ПРИ наличии СД.

рР

Решение системы уравнений (1) с граничными условиями (11) имеет вид р(х,1) = Вг{а,хУш . .. , (12

где = —; N -Паса; В = - для гидросистемы без СД

(Ысо$ЛГ, с

■ ■ ^„А - при установке стабилизатора.

Из выражения (12) следует, что коэффициент сглаживания пульсаци

давления к„ при установке стабилизатора в гидросистему равен:

ксТ = Per (х,<)

P(x,l) ^ 1 =

= 4"

F„pjjcai

-cos ip

+ sin <p

(13

Fm^-j^l -ш2)1 +4*,2щ Здесь P{x,t) и Pcr(xJ) - пульсации давления в гидросистеме до и поел установки СД.

Выражение (13) позволяет рассчитать эффективность работ стабилизатора давления в зависимости от его основных проектных параметре массовой . податливости 77, коэффициента эквивалентного вязког демпфирования кг и площади распределенной перфорации

После решения приведенных выше уравнений получены зависимое! конструктивных параметров упругих элементов стабилизатора давления с эффективности гашения волновых процессов в гидросистеме торцово! уплотнения, компрессоров- , ... ! . ■

В гидросистемах торцового уплотнения. компрессоров мог; использоваться пневмостабилизаторы и стабилизаторы с упругой камеро устанавливаемые на входе в поршневой насос и ^ стабилизаторы тонкостенными металлическими .элементами эллиптического поперечно] сечения для напорных трубопроводов гидросистемы. , ,

Для пневматического стабилизатора давления с разделительным упруго элементом из резины массовая податливость определяется как: P-P^-V '

П W-

к-Рг

О

де Р и Р - давление наддува газовой полости и давление в основной [агисграли соответственно; V- объем газовой полости СД; р - плотность сидкосш в основной гидромагистрали; к = Ср/О - показатель адиабаты, Ср и V - удельные теплоемкости. При этом минимальный объем газовой полости [невмостабилизатора определяется по формуле: к Рг ■ п

V = ———(15)

де Лст- массовая податливость стабилизатора давления.

Для стабилизатора' давления с упругой камерой массовая податливость шжст иы гъ рассчитана следующим образом.

Яст■ об)'

де рго, и - плотность пористого заполнителя СД и материала без пор; V ->бъем упругой, полости; Р0 и Р-. давление .наддува, равное атмосферному, и (авление в магистрали; ки- модуль объемного сжатия упругого заполнителя >ез пор. Из (16) определяется минимальный объем упругой полости ггабилизатора: . • >• . •-.

И =___^____(17)

Р-^-^-Рш1 Ри)]1крг +Рп«-км'Ри Методика расчета параметров СД для напорных трубопроводов отличается >т представленной выше. Диапазон рабочих давлений для данного типа ;табилизаторов подбирается изменением толщины стенки упругого элемента и :оотношением полуосей эллипса.

Метод инженерного ' расчета параметров упругих элементов шлипти чес кого сечения основан на результатах исследований, представленных 5 работах. При этом предполагается, что при малых деформациях поверхности «менение площади поперечного сечения ДГ упругого элемента тропорционально давлению:

Д= (18)

где к„-коэффициент, зависящий от формы сечения. .-■<■' • .1 Тогда податливость стабилизатора давления можно определйть как:

П = рАГг (19)

где Гг - суммарный объем упругих камер СД; Д = М-'II'- относительное изменение объема.

Параметр д можно рассчитать по формуле:

где я, Ь - соответственно большая и малые полуоси сечения камеры; Е -модуль упругости материала; 8 - толщина стенки; и - коэффициент Пуассона; Е,, Е„, А,, Н2 - коэффициенты, зависящие от формы сечения.

Четвертая глава посвящена экспериментальным исследования!! эффективности работы стабилизаторов давления для гашения волновы: процессов в гидросистеме подачи затворной жидкости к торцовом; уплотнению компрессора. Экспериментальные исследования амплитудно частотных характеристик проводились как в натурных условиях, так и н; специальных стендах, на котёрых имитируются режимы работа аксиально-поршневого насоса, запорной арматуры.

Четвертая глава состоит из 3 разделов.

В первом разделе описывается экспериментальный стенд ил исследования эффективности работы, стабилизаторов давления для гашени; волновых процессов в трубопроводах гидросистемы торцового уплотнена компрессора высокого давления.

Приведена блок-схема измерения пульсаций давления. Разработан: методика эксперимента и выбрана измерительно-регистрирующая аппаратур; для экспериментальных исследований.

На экспериментальном стенде определены амплитудно-частотны« характеристики гидросистемы торцового уплотнения компрессора высокой давления.

Приведены осциллограммы волновых процессов в гидросистем торцового уплотнения без стабилизаторов и со стабилизаторами давления

Приведены динамические составляющие давления до и поел стабилизатора давления при номинальных значениях последнего ~ 2,0; 4,0; 6,i МПа при работе' стабилизатора в условиях «внутреннего» давления.

Приведены динамические составляющие давления до и поел стабилизатора давления при номинальных значениях последнего 2,0; 4,0; 6,0 7,0; 8.0 МПа при работе стабилизатора в условиях «внейшего давления». -! Анализ амплитудно-частотных Характеристик показывает, что при низки: давлениях в системе (порядка ~ 2,0 МПа) амплитуда пульсаций давлени уменьшается за стабилизатором приблизительно в 2,5-3 раза как в случа работы стабилизатора работающего в условиях как «внешнего», так i «внутреннего» давлений.

С возрастанием давления в системе до 4,0...6,0 МПа амплитуд пульсации уменьшается в 5 раз.

При давлениях в магистралях стенда порядка 6,0..,8,0 МПа амплитуд пульсаций давления уменьшается в 6 раз при работе стабилизатора н «внутреннее» давление (номинальное давление в системе при это! приблизительно 6,0 МПа) и в 5... 14 раз для условий работы стабилизатора н «внешнее» давление (номинальное давление в системе изменяется при этом о 6,0 до 8,0 МПа). Таким образом можно говорить о том, что оба вариант конструкций стабилизатора уменьшают амплитуду пульсаций давления диапазоне от 2,0 до 8,0 МПа приблизительно от 3 до 14 раз. При это! прослеживается тенденция повышения эффективности работы стабилизатор давления с ростом давления в системе.

В третьем разделе приведены технико-экономические и

экологические оценки эффективности использования- стабилизаторов

давления для гидросистем торцового уплотнения компрессоров.

Экономический и экологический эффект достигается за счет:

- существенного уменьшения вероятности возникновения аварий с тяжелыми экономическими и экологическими последствиями при эксплуатации компрессоров и насосов;

- уменьшения утечек транспортируемых сред через концевые уплотнения и загрязнения воздуха рабочей зоны, в которой установлено это оборудование;

- увеличения ресурса работы концевых уплотнений;

- увеличения срока службы трубопроводов гидросистем подачи затворной жидкости к уплотнениям.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

На основе проведенных исследований и полученных результатов можно целать следующие основные выводы: '

1. Анализ имеющейся литературы по концевым уплотнениям центробежных и винтовых компрессоров и насосов высокого давления показал, что наибольшее распространение получили уплотнения плавающего типа и торцовые уплотнения, ресурс и надежность работы которых обеспечивается при минимальных амплитудах пульсаций давления в гидросистеме подвода затворной жидкости. В тоже время для создания требуемого высокого давления в этих гидросистемах в основном используются поршневые (плунжерные) насосы, являющиеся мощными источниками вынужденных колебаний давления затворной жидкости (масла),-что приводит, к частичной разгерметизации уплотнений, снижению ресурса., , их работы, интенсивным вибрациям трубопроводов и возникновению аварийных ситуаций с попаданием пожаро-взрывоопасных и токсичных сред в окружающую среду.

2. В результате рассмотрения существующих и принципиально новых средств гашения пульсаций давления и..вибраций в,трубопроводах -стабилизаторов давления выбраны наиболее рациональные конструктивные решения, . стабилизаторов для использования в гидросистемах подачи затворной жидкости к торцовым уплотнениям.

3. Получены аналитические зависимости, устанавливающие связь между эффективностью гашения пульсаций давленияи , вибраций трубопроводов в гидросистеме с поршневым насосом и основными проектными параметрами стабилизаторов давления (податливостью, суммарной площадью распределенной перфорации, коэффициентом эквивалентного вязкого демпфирования). Предложены методы расчета

характеристик конструктивных элементов стабилизаторов и вносимо] ими коэффициента эквивалентного вязкого демпфирования.

4. Проведены исследования эффективности двух образцов стабилизатор<

(с упругими металлическими камерами эллиптического сечени работающими на расширение от внутреннего давления и на сжатие < внешнего) на экспериментальном стенде в диапазоне давлений от 2 ; 8 МПа, которые показали, что стабилизаторы давления позволяют:

уменьшить амплитуду пульсаций до 3 раз при низю давлениях (порядка 2 МПа);

- уменьшить амплитуду пульсаций давления до 5 раз г давлениях от 4 МПа до 6 МПа;

-уменьшить амплитуду пульсаций в 6 раз для первого вариан' стабилизатора и 14 раз для второго при рабочих давлениях 8 Мп которое являлось расчетным.

Сравнение экспериментальных результатов с результатал теоретического определения эффективности свидетельствует от i хорошей сходимости (расхождение не превышает 7-10%).

5. Результаты виброиспытаний проведенных в реальных услоы эксплуатации в цехах , «Аммиак-2» и «Аммиак-3» HAK «Аз< показали, что установка стабилизаторов давления во входи трубопроводе плунжерного насоса подачи затворного масла торцовому уплотнению компрессоров позволяет уменыш виброскорость трубопроводов более чем в 6 раз (со 160 мм/с 26мм/с), а виброперемещения полностью устранить.

6. Использование новых типов стабилизаторов позволяет практичес! полностью ,.. исключить аварии с разрывами маслопроводов гидросистемах торцовых и плавающих уплотнений компрессоров насосов по причине повышенных вибраций и пульсаций давлени повысить ресурс и надежность работы уплотнений, уменьши загрязнения атмосферного воздуха в рабочей зоне предприятия.

Основные положения диссертационной работы опубликован в следующих научных трудах:

1. Низамов X. -Н., Применко В. Н., Юсиф Назик. Определение основнь характеристик и исследование эффективности стабилизатор! давления для гидросистем торцового уплотнения компрессоров Двойные технологии,-2000.-№1,-С. 14 - 15. < :

2. Низамов X. Н., ■ Применко В. Н., Юсиф;: Назик. Определен] эффективности работы стабилизатора давления в гидросисте? торцового уплотнения компрессоров высокого-'' давления Теплоэнергетика,- 1999,-№11,-С. 72-7,4. , .

3. Низамов X. И- Применко В. Н., Юсиф Назик: Средства защит гидросистем торцового уплотнения компрессоров о'Т' волновь процессов.//Двойные технологии.- 1999,-№3.-С. 13-15.

Низамов Х.Н., Нигматуллин Р.И., Юснф Назик. Гашение волновых и вибрационных процессов в трубопроводных системах.//Труды Республиканской конференции, посвященной 90-летию академика АН Узбекистана. Х.А.Рахмагулина.- Ташкент, 1999.-С. 74-77.

Назик Эльамнр Юсиф. Разработка стаблизатаров давления для гидросистемы торцевого уплотнения компроессоров высокого давления.// Тезисы доклада международной молодожной научной конференции «XXV Гагаринские чтения Г. Москва»,- М.: Изд-во МАТИ.1999.-С.544.

НАЗИК ЭЛЬАМИР ЮСИФ (СУДАН) РАЗРАБОТКА ТЕХНИЧЕСКИХ СРЕДСТВ ПРЕДУПРЕЖДЕНИЯ АВАРИЙНЫХ СИТУАЦИЙ В ГИДРОСИСТЕМАХ КОНЦЕВЫХ

м УПЛОТНЕИЙ КОМПРЕССОРОВ

Предложены новые типы конструкций стабилизаторов давления дл:

ч • ' ■■ ' -■ -

защиты трубопроводных систем торцового уплотнения с аксиально-поршневь» насосом от аварийных ситуаций вследствие .колебаний давления. Разработан; , математическая модель вынужденных колебаний в гидросистеме торцовоп уплотнения с аксиально-поршневым насосом со стабилизатором давления и бе: него, позволяющая проводить проектные расчеты по оптимизации параметро) конструкций стабилизатора с целью обеспечения требуемого коэффициент; сглаживаний пульсаций давления. Разработана методика расчета упруги; элементов стабилизаторов давления, распределенной перфорации. Проведень экспериментальные исследования волновых процессов в гидросистем« торцового уплотнения компрессоров на стенде и в промышленных условия? стабилизаторов давления. Стабилизаторы давления обеспечивают снижет« амплитуды в гидросистеме в 10-12 раз, а скорости вибрации в 7 раз.

NAZIK ELAMIR YOUSIF (SUDAN) DEVELOPMENT of MEANS of the PREVENTION of EMERGENCIES In TRAILER CONCENTRATION HYDROSYSTEMS of COMPRESSORS The new types of designs of stabilizers of pressure for protection of pipeline systems of face condensation with the axial-piston pump from emergencies owing tc fluctuations of pressure are offered. The mathematical model of the compellec fluctuations in hydrosystem of face condensation with the axial-piston pump with the stabilizer of pressure and without it, allowing is developed to spend design account; on optimization of parameters of designs of the stabilizer with the purpose oi maintenance of demanded factor of smoothings of pulsations of pressure. Tlu technique of account of elastic elements of stabilizers of pressure and allocatec punching is developed. The experimental researches of wave processes ir hydrosystem of face condensation • of compressors on the stand and in industrial conditions of stabilizers of pressure are carried out(spent). The stabilizers of pressure provide decrease of amplitude in hydrosystem at 10-12 of time, and speed o! vibration at 7 times.

J.Ç PS.2 cat CFèd^ Д./ 7ly-> Sût', ê ar.

? JSoCr^e'c, f 7 £, ¿1Л,- y.; Hf

ГЛАВА 1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ.

1.1.1. Уплотнения плавающего типа.

1.1.2. Торцовые уплотнения.

1.2. Теоретические и экспериментальные исследования концевых уплотнений.

1.3. Анализ исследований неустановившегося движения жидкости и газа и способов борьбы с волновыми и вибрационными процессами.

1.4. Цель и задачи исследований. л.

ГЛАВА 2. СУЩЕСТВУЮЩИЕ И СОВРЕМЕННЫЕ СРЕДСТВА ГАШЕНИЯ ВОЛНОВЫХ И ВИБРАЦИОННЫХ ПРОЦЕССОВ В ГИДРОСИСТЕМАХ.

2.1. Существующие средства гашения колебаний давления и расхода в гидросистемах.

2.2. Современные устройства гашения колебаний давления и расхода в системах компрессорных установок.

2.3. Выводы по главе 2.

ГЛАВА 3. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ МЕТОДЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ СТАБИЛИЗАТОРОВ ДАВЛЕНИЯ ДЛЯ ГИДРОСИСТЕМ ТОРЦОВОГО УПЛОТНЕНИЯ.

3.1. Математическая модель волновых процессов в гидросистеме со стабилизатором давления и без него.

3.1.1. Математическая модель динамики стабилизаторов давления.

3.2. Определение основных характеристик стабилизаторов давления.

3.3. Определение коэффициентов эквивалентного вязкого демпфирования.

3.3.1. Распределенная перфорация.

3.3.2. Упругие элементы.

3.4. Выводы по главе 3.

ГЛАВА 4. ИССЛЕДОВАНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ СТАБИЛИЗАТОРОВ ДАВЛЕНИЯ ДЛЯ ГИДРОСИСТЕМЫ ТОРЦОВОГО УПЛОТНЕНИЯ КОМПРЕССОРА.

4.1. Определение динамических характеристик волновых процессов в трубопроводах гидросистемы торцового уплотнения компрессора высокого давления.

4.1.1. Описание экспериментального стенда по исследованию эффективности стабилизаторов давления.

4.1.2. Определение амплитудно-частотных характеристик гидросистемы торцового уплотнения компрессора со стабилизаторами давления.

4.2. Исследования эффективности стабилизаторов давления в реальных условиях эксплуатации.

4.3. Технико-экономические и экологические оценки эффективности использования стабилизаторов давления.

Диссертационная работа посвящена вопросам защиты окружающей среды на основе снижения аварийности концевых уплотнений турбомашин (центробежных и винтовых компрессоров, насосов, турбин и т.п.).

Развитие энергетики, нефте-газовой, химической и нефтехимической промышленности потребовало создания турбомашин большой единичной мощности, которые являются основными комплектующими изделиями этих отраслей. При этом основным требованием при разработке этих изделий является обеспечение высокой надежности, так как их аварийная остановка неизбежно приводит к большим экономическим потерям и загрязнению окружающей среды.

Анализ причин аварий турбомашин показывает, что более одной трети всех аварий центробежных компрессоров и насосов и более 10% аварий турбин происходит из-за выхода из строя концевых уплотнений роторов [48, 51]. Необходимо отметить, что особую опасность представляет полная или частичная разгерметизация уплотнений при транспортировке легковоспламеняющихся, взрывоопасных и токсичных жидкостей и газов.

Наиболее широкое распространение в компрессоро,- и насосостроении получили плавающие уплотнения и уплотнения торцового типа, работоспособность которых в значительной мере зависит от правильности выбора параметров и надежности работы гидросистемы подачи затворной жидкости. При этом очень жесткие требования предъявляются к колебаниям давления в гидросистеме, от которых зависит герметичность и ресурс работы уплотнений.

В тоже время, для создания требуемого высокого давления в гидросистемах затворной жидкости, в основном, используются поршневые (плунжерные) насосы, являющиеся мощными источниками вынужденных колебаний давления и расхода. В некоторых случаях размах колебаний давления на насосной частоте может быть близок к среднему давлению в гидросистеме, создаваемому насосом.

Следствием такого рода процессов являются:

- частичная разгерметизация уплотнений;

- интенсивные вибрации, приводящие к разгерметизации и порывам трубопроводов гидросистемы подачи затворной жидкости;

- снижение ресурса работы уплотнений;

- снижение ресурса и КПД компрессорных и насосных агрегатов;

-утечкам затворной и перекачиваемой жидкости (или газа) через стыки и фланцы трубопроводов и т.п.

Существенное уменьшение амплитуды колебаний давления в гидросистеме торцового или плавающего уплотнения позволяет в значительной мере устранить вышеперечисленные негативные явления и существенно уменьшить вероятность возникновения аварийных ситуаций с серьезными экологическими и экономическими последствиями в процессе эксплуатации винтовых и центробежных компрессоров и насосов.

В настоящее время для снижения колебаний давления в гидросистемах, оснащенных поршневыми насосами в основном используют следующие средства:

- изменение схемы, размеров трубопроводов и элементов гидросистемы торцового уплотнения;

- установка дроссельной шайбы или диафрагмы;

- установка камерных (емкостных) гасителей колебаний и аккумуляторов давления;

- применение акустических фильтров резонаторов.

В системах уплотнений высокого давления турбокомпрессоров в нагнетательный трубопровод плунжерных насосов после аккумуляторов иногда устанавливается дезургер - гаситель пульсации.

Наиболее валены для практики три последних способа, так как с изменением схемы, размеров трубопроводов и их формы изменяется собственная частота колебаний, но резонанс, устраненный при одних частотах движения поршня, возникает при других; установка дроссельной шайбы или диафрагмы приводит к значительному ослаблению колебаний давления, но при этом возникают дроссельные потери, поглощающие значительную часть мощности насоса.

Недостатком гасителей типа буферных емкостей является то, что они позволяют поток в трубопроводе сглаживать лишь за гасителем. Кроме того, размещение буферных емкостей необходимых размеров в гидросистеме торцового уплотнения сопряжено с большими трудностями из-за ограниченной площади.

Акустические фильтры применяют в наиболее ответственных случаях, когда требуется значительное снижение амплитуды колебаний давления. Они сложнее по конструкции и более трудоемки в изготовлении чем буферные емкости. Акустическим фильтрам присущи те же недостатки, что и буферным емкостям.

Область применения аккумуляторов и дезургеров по давлению ограничивается пределом сжимаемости газа. Кроме того, дезургеры сложны в изготовлении, трудно подобрать материал для эластичной трубы, обеспечивающей требуемую надежность и ресурс работы, особенно для агрессивных сред.

В связи с изложенным, разработка новых высокоэффективных средств защиты от волновых и вибрационных процессов в гидросистемах подачи затворной жидкости торцовых уплотнений компрессоров и насосов, создание практических устройств и внедрение их в различные отрасли промышленности является актуальной проблемой.

Целью диссертационной работы является разработка технических средств предупреждения и устранения аварийных ситуаций в гидросистеме торцового уплотнения с аксиально-поршневым насосом путем гашения волновых и вибрационных процессов, возникающих в процессе эксплуатации, а как следствие, способствующих улучшению состояния окружающей природной среды.

Идея работы состоит в том, что поставленная цель решается на основе исследования гидроупругих процессов в гидросистеме торцового уплотнения с аксиально-поршневым насосом, способов и средств уменьшения их интенсивности за счет изменения параметров трубопроводной системы (податливости, приведенного гидравлического сопротивления, введение диссипативных элементов и предкамеры для расширения потока жидкости и т.д.) выбора технических принципов реализации средств гашения волновых и вибрационных процессов - стабилизаторов давления, оптимизации их параметров, разработки практических устройств и исследования их эффективности.

Научные положения, разработанные в диссертации:

- проведен выбор новых конструктивных решений стабилизаторов давления для защиты от аварийных ситуаций гидросистемы торцового уплотнения компрессора с аксиально-поршневым насосом;

- разработана математическая модель волновых процессов в гидросистеме торцового уплотнения компрессора без стабилизатора и со стабилизатором;

- разработана методика проектирования стабилизаторов давления и их основных конструктивных элементов (упругих элементов, распределенной перфорации, податливости и геометрических параметров);

- проведены экспериментальные исследования волновых процессов в гидросистемах торцового уплотнения компрессора низкого и высокого давлений без стабилизатора и тремя вариантами стабилизаторов в стендовых и реальных условиях.

Обоснованность и достоверность научных положений, выводов и рекомендаций подтверждается удовлетворительной сходимостью результатов расчета эффективности гашения волновых и вибрационных процессов в гидросистеме и результатов экспериментального определения эффективности на стенде и в реальных условиях эксплуатации (расхождение не более 7 - 10%) и достигается за счет использования современных математических методов в области гидромеханики и волновой механики.

Экспериментальные исследования образцов стабилизаторов давления проводились на экспериментальной базе НИИ «Турбокомпрессор» (г. Казань) и Новомосковской АК «Азот».

Научное значение работы заключается в том, что полученные зависимости между характеристиками возбудителей колебаний, характеристиками гидросистемы торцового уплотнения компрессора и требуемой эффективности гашения волновых, вибрационных и ударных процессов позволяют определить оптимальные значения параметров стабилизаторов давления и его элементов.

Практическое значение работы заключается в том, что разработанные конструктивные схемы, технические устройства их реализации -стабилизаторы давления позволяют в значительной мере исключить аварии в гидросистемах торцового уплотнения компрессора от возмущений, вызванных работой аксиально-поршневых насосов, изменением режима их работы, срабатыванием запорной арматуры и т.д.

Теоретическое обоснование, технические принципы реализации и методика определения основных характеристик стабилизаторов давления носят универсальный характер и могут быть применены для гидросистем различного назначения.

Тема диссертации соответствует направлению госбюджетных и хоздоговорных работ, выполняемых на кафедре «Промышленная экология и безопасность жизнедеятельности» Российского Университета Дружбы народов.

Основные положения диссертационной работы докладывались и обсуждались на: Международной молодежной научной конференции (XXV Гагаринские чтения) (г. Москва, 1999 г. МАТИ), Конференции в Российской Инженерной Академии (секция «Инженерные проблемы стабильности и конверсии», г. Москва, 1998 г).

По теме диссертационной работы опубликовано 4 печатных работы и тезисы доклада на конференции.

Объем работы 123 страницы машинописного текста, в том числе 30 рисунков, 5 таблиц, список литературы из 66 наименований.

Технический прогресс, резко повысивший темпы развития энергетики, химической, нефтехимической и других отраслей промышленности, внес в них серьезные качественные изменения. Важнейшим из них является переход к использованию новых видов сырья - нефти, газа, продуктов их переработки, создание на этой основе эффективных крупнотоннажных производств с комплексами оборудования большой единичной мощности. Внедрение таких комплексов дает высокий экономический эффект благодаря уменьшению удельных затрат, повышению производительности труда, снижению себестоимости выпускаемой продукции.

Например, по данным [53], для технологических линий производства аммиака мощностью 400 - 500 тысяч тонн в год по сравнению с установками на 100 тысяч тонн удельные капитальные затраты снизились на 22%, расход оборотной воды - в 7 раз, а себестоимость одной тонны аммиака уменьшилась в 2,2 раза. Решение этих задач возможно, в свою очередь, лишь путем создания турбин, компрессоров и насосов большой единичной мощности, которые являются основными комплектующими изделиями химических производств, магистральных нефте- и газопроводов, а также энергетических установок.

Особенно динамично развивается компрессоростроение. При этом основную долю составят центробежные и винтовые компрессоры.

Освоение богатейших месторождений нефти и газа Сибири, Крайнего Севера и Дальнего Востока привело к быстрому развитию трубопроводного транспорта и потребовало создания турбокомпрессоров на высокие параметры, способных работать в тяжелых климатических условиях без обслуживающего персонала в режиме дистанционного управления.

Развитие газлифтного способа добычи нефти привело к разработке центробежных компрессоров для сжатия природного газа с конечным давлением до 73 МПа. Разрабатываются компрессора на конечное давление до 250 - 280 МПа. Таким образом, рост единичных мощностей компрессоров является устойчивой тенденцией. Это характерно также для других областей турбомашиностроения.

Основным требованием при разработке турбомашин большой единичной мощности является обеспечение высокой надежности, так как их остановка влечет за собой остановку всего производства, что связано с огромными экономическими потерями, измеряемыми десятками тысяч рублей за каждый час простоя.

Как показывает анализ причин аварий, наиболее уязвимыми узлами турбомашин являются опоры и уплотнения роторов. Например, среди повреждений, которые требуют немедленного останова или останова в течение ближайших 5 часов, повреждение подшипников составляет 17,7%, а уплотнений валов - 10,8% [52]. В центробежных компрессорах около 16% всех неисправностей составляет выход из строя упорных подшипников, а почти 1/3 поломок и производственных потерь происходит из-за выхода из строя концевых уплотнений роторов [16]. При этом ресурс работы уплотнений не превышает 3-5 тысяч часов.

В компрессорах для сжатия природного газа, азотоводородной смеси, этилена, аммиака, синтез газа наиболее широкое применение получили радиально-щелевые уплотнения с плавающими кольцами и подводом затворной жидкости (газа), которые называются плавающими уплотнениями, а таюке уплотнения торцового типа. Их работоспособность в значительной степени определяется правильностью выбора методики расчета, схемы и основного оборудования системы регулирования перепада давления и подачи затворной жидкости. В основном в гидросистемах затворной жидкости используются поршневые (плунжерные) насосы, способные создавать требуемый высокий уровень давления (10 МПа и более), которые являются мощными источниками вынужденных колебаний давления и расхода в гидросистеме. В свою очередь пульсации давления в гидросистеме приводят к интенсивным вибрациям трубопроводов, а, в некоторых случаях, и к частичной разгерметизации концевых уплотнений, что особенно опасно при транспортировке взрывоопасных и токсичных газов и жидкостей.

В российских и зарубежных турбинах центробежных и винтовых компрессорах в зависимости от условий работы и требований, предъявляемых к машине, применяют следующие концевые уплотнения: лабиринтные с наддувом и без наддува затворного газа, торцовые, щелевые, радиальнощелевые с плавающими кольцами и комбинированные, сочетающие два или несколько типов уплотнений. Однако наибольшее распространение получили уплотнения плавающего типа и торцовые уплотнения.

3.4. Выводы по главе.

1. Разработанные математические модели нестационарного движения жидкости в трубопроводной системе без стабилизатора давления и после его установки с учетом динамики движения жидкости в стабилизаторе позволили получить аналитические зависимости, связывающие эффективность гашения вынужденных колебаний давления с основными проектными параметрами стабилизатора давления: податливостью, суммарной площадью распределенной перфорации и коэффициентом эквивалентного вязкого демпфирования.

2. Разработанные методики позволяют определить основные характеристики конструктивных элементов СД в зависимости от параметров гидросистемы и требуемой эффективности гашения волновых процессов для рассмотренных в главе 2 принципиально новых конструктивных схем стабилизаторов давления.

3. Рассмотрены способы аналитического определения эквивалентного вязкого демпфирования для различных конструктивных элементов стабилизаторов давления и всей конструкции в целом.

4. ИССЛЕДОВАНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ СТАБИЛИЗАТОРОВ ДАВЛЕНИЯ ДЛЯ ГИДРОСИСТЕМЫ ТОРЦОВОГО УПЛОТНЕНИЯ

КОМПРЕССОРА.

Наиболее удобным и легко реализуемым методом исследования эффективности гашения волновых процессов с помощью стабилизаторов давления является анализ амплитудно-частотных характеристик (АЧХ) волновых процессов до и после установки стабилизаторов в трубопроводах гидросистемы подачи затворной жидкости для торцового уплотнения компрессора.

Экспериментальные исследования АЧХ проводились как в натурных условиях, так и на специальных стендах, на которых имитируются режимы работы аксиально-поршневого насоса, запорной арматуры и обеспечивается динамическое подобие стендовой и натурной трубопроводных систем.

Основные требования к измерительной аппаратуре для проведения исследований в натурных условиях следующие: линейность характеристик датчиков давления во всем диапазоне изменения давления и температуры рабочей среды в трубопроводе; широкий частотный диапазон датчиков давления, обеспечивающий значительное перекрытие частотного диапазона источников волновых процессов в трубопроводной системе (приблизительно от 0 до 500 Гц); сохранение работоспособности датчиков давления в условиях повышенного уровня вибраций; высокая точность измерений (погрешность не должна превышать 1 - 3%); многоканальность регистрирующей аппаратуры и по возможности ее автономность по электропитанию, сохранение работоспособности в широком диапазоне температур.

Наиболее полно данным требованиям отвечает комплекс измерительной аппаратуры, содерлсащий 16-канальный магнитограф типа РС216А (Sony), датчики давления типа 101Ф06 (РСВ), пьезоакселерометры типа 353В04 (РСВ), блоки питания датчиков типа 480С02 и 483А (РСВ) и коллектор-анализатор типа CM VA3 О (SKF), позволяющий оперативно обрабатывать результаты измерений с помощью программы PRISM2.

Хорошие эксплуатационные характеристики имеет также комплекс аппаратуры датской фирмы Bruel & Kjaer, состоящий из предварительного усилителя, многоканального магнитографа марки 7005 и анализатора спектра, дополненного пьезоэлектрическими датчиками давления фирмы Kistler типа 7031.

Помимо упомянутых комплектов аппаратуры можно использовать и другие приборные средства, например измерительный комплекс на базе многоканальной цифровой аппаратуры «Гамма-1101» с возмолсностью регистрации измеряемых параметров на магнитный накопитель с последующей обработкой результатов измерений в стационарных условиях.

При проведении исследований эффективности стабилизаторов на специальных стендах в качестве регистрирующей аппаратуры молено применять и шлейфовые осциллографы. Типовой комплект1 аппаратуры включает: первичные преобразователи - индуктивные датчики давления ДД-10, усилительно-преобразовательную аппаратуру типа ИД-2И и регистрирующую аппаратуру - шлейфовый осциллограф типа Н-115 с гальванометрами-вставками М 004-1,2.

4.1. Определение динамических характеристик волновых процессов в трубопроводах гидросистемы торцового уплотнения компрессора высокого давления.

4.1.1. Описание экспериментального стенда по исследованию эффективности стабилизаторов давления.

Экспериментальный стенд для исследования эффективности работы стабилизаторов давления изображен на рис.4.1 и включает: маслобак 10, используемый в качестве расходной емкости, шестеренчатый насос 9 типа Ш20-16-18/6-5, обеспечивающий подачу масла в аксиально-поршневой насос 11 типа IP НАС 125/320, стабилизатор давления 6, фильтр тонкой очистки масла 5 с тонкостью очистки 10 мкм, что полностью отвечает самым высоким требованиям, узел торцового уплотнения компрессора 2.

Необходимое давление масла на входе в аксиально-поршневой насос регулируется с помощью вентиля 7, устанавливаемого на линии перепуска

Гидравлическая схема стенда испытаний стабилизаторов давления.

1 - мерный бак;

2 - узел торцового уплотнения компрессора;

3 - образцовый манометр;

4 - датчик давления;

5 - фильтр тонкой очистки масла;

6 - стабилизатор давления;

7 - вентиль;

8 - вентиль;

9 - шестеренчатый насос;

10 - маслобак;

11- аксиально-поршневой насос.

3 4 5

Рис. 4.1 масла в маслобак. Давление масла на входе в стабилизатор и узел уплотнения регулируется вентилем 8, устанавливаемым на второй линии перепуска масла.

Расход жидкости через узел уплотнения определяется с помощью мерного бака 1. Давление масла на линии перепуска и перед уплотнением измерялось образцовыми манометрами 3 типа МО с верхним пределом измерения 16 МПа класса 0,4. Пульсации давления измерялись тремя датчиками давления 4, которые устанавливались:

- за аксиально-поршневым насосом;

- за стабилизатором давления;

- перед узлом торцового уплотнения (см. рис.4.1).

Насос типа IPHAC 125/320 обеспечивает следующие основные параметры стенда:

- номинальное давление на выходе 32 МПа;

- частота вращения 1500 об/мин;

- номинальная подача 178 л/мин;

- количество плунжеров 9.

Схема измерения пульсаций давления представлена на рис.4.2. В нее входят: датчик давления ДД-10, усилитель-преобразователь ИД-2И и шлейфовый осциллограф типа Н-115 (с гальванометрами вставками М004-1,2). Работа датчика давления основана на воздействии давления через канал подвода рабочей жидкости 4 на чувствительный элемент, установленный в корпусе датчика давления. При этом в зависимости от величины давления 2

Рис. 4.2 изменяется величина электрического сигнала в измерительной цепи. Сигнал с датчика после усиления поступает на шлейфовый осциллограф. Датчик предварительно тарируют.

4.1.2. Определение амплитудно-частотных характеристик гидросистемы торцового уплотнения компрессора со стабилизаторами давления.

Эффективность работы стабилизаторов давления, изображенных на рис. 2.9 и 2.10 проверялась на испытаниях, проведенных совместно представителями РУДН и НИИ «Турбокомпрессор» (г.Казань) на стенде предприятия-заказчика.

Исследования проводились следующим образом. Включался шестеренчатый насос типа 1П20-16-18/6-5 и с помощью вентиля 7 (см. рис.4.1) устанавливалось давление на входе в аксиально-поршневой насос порядка 0,3.0,35 МПа, после чего включался аксиально-поршневой насос типа IPHAC 125/320. Затем, с помощью вентиля 8, устанавливалось необходимое давление в магистралях стенда, контролируемое манометром 10, расположенным перед вентилем 8. После этого производилось снятие осциллограмм шлейфовым осциллографом типа Н-115. При этом на осциллограммах фиксировались как полная, так и переменная составляющие давления:

-на выходе из аксиально-поршневого насоса (перед стабилизатором давления);

-за стабилизатором давления;

-перед узлом торцового уплотнения (за масляным фильтром).

На рис.4.3.4.5 приведены динамические составляющие давления до и после стабилизатора давления при номинальных значениях последнего ~ 2,0; 4,0; 6,0 МПа при работе стабилизатора в условиях «внутреннего» давления (см. рис.2.9).

На рис.4.6.4.10 приведены динамические составляющие давления до и после стабилизатора давления при номинальных значениях последнего 2,0; 4,0; 6,0; 7,0; 8.0 МПа при работе стабилизатора в условиях «внешнего давления» (см. рис. 2.10).

Анализ амплитудно-частотных характеристик показывает, что при низких давлениях в системе (порядка ~ 2,0 МПа) амплитуда пульсаций давления уменьшается за стабилизатором приблизительно в 2,5-3 раза как в случае работы стабилизатора работающего в условиях как «внешнего», так и «внутреннего» давлений.

С возрастанием давления в системе до 4,0.6,0 МПа амплитуда пульсации уменьшается в 5 раз.

При давлениях в магистралях стенда порядка 6,0.8,0 МПа амплитуда пульсаций давления уменьшается в 6 раз при работе стабилизатора на «внутреннее» давление (номинальное давление в системе при этом приблизительно 6,0 МПа) и в 5. 14 раз для условий работы стабилизатора на «внешнее» давление (номинальное давление в системе изменяется при этом от

Р„ом = 2,0 МПа 1 - до стабилизатора давления;

2 - после стабилизатора давления.

Рис. 4.3

Рном = 4,0 МПа

1 - до стабилизатора давления;

2 - после стабилизатора давления.

Рис. 4.4

Рном = 6,0 МПа

1 - до стабилизатора давления;

2 - после стабилизатора давления.

Р„ом = 2,0 МПа

1 - до стабилизатора давления;

2 - после стабилизатора давления.

Р„ом = 4,0 МПа

1 - до стабилизатора давления;

2 - после стабилизатора давления. \:.-2

Рном = 6,0 МПа

1 - до стабилизатора давления;

2 - после стабилизатора давления.

Рис. 4.8

Р„ом = 7,0 МПа

1 - до стабилизатора давления;

2 - после стабилизатора давления.

Рис. 4.9

Рном = 8,0 МПа

1 - до стабилизатора давления;

2 - после стабилизатора давления.

Рис. 4.10

6,0 до 8,0 МПа). Таким образом можно говорить о том, что оба варианта конструкций стабилизатора уменьшают амплитуду пульсаций давления в диапазоне от 2,0 до 8,0 МПа приблизительно от 3 до 14 раз. При этом прослеживается тенденция повышения эффективности работы стабилизатора давления с ростом давления в системе.

4.2. Исследования эффективности стабилизаторов давления в реальных условиях эксплуатации.

Исследования эффективности стабилизаторов давления для гидросистем торцового уплотнения компрессоров в производстве аммиака проводились в цехах «Аммиак-2» и «Аммиак-3» Новомосковской акционерной компании «Азот».

Стабилизаторы, выполненные по конструктивной схеме, приведенной на рис.2.6, устанавливались во входных трубопроводах гидросистемы, имеющей следующие основные параметры:

- тип насоса - аксиально-плунжерный;

- количество плунжеров - 7;

- подача - 197,3 л/мин;

- частота вращения вала насоса 1450 об/мин;

- давление масла на входе в насос - 1 МПа;

- давление масла на выходе из насоса - 25 МПа;

- рабочая среда - масло марки ТП-22;

- входной диаметр - труба 60 х 3,5 из стали 12 х 18 HI ОТ.

Из-за высокого уровня пульсаций давления и вибрации (виброскорость превышала 150 мм/с) произошел разрыв входного трубопровода, а затем пожар в цехе производства аммиака, приведший к большому экономическому ущербу.

После установки стабилизатора давления виброскорость уменьшилась в 6 раз, виброперемещения практически полностью исчезли.

На рис.4.9 представлена схема расположения точек замера вибраций в гидросистеме до и после установки стабилизатора, а в таблице 4.1 и 4.2 результаты виброиспытаний, проведенных в цехах «Аммиак-2» и «Аммиак-3» НАК «Азот». В таблицах приняты обозначения: В - вертикальное направление,

-s

Г - горизонтальное, О - осевое.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

На основе проведенных исследований и полученных результатов можно сделать следующие основные выводы:

1. Анализ имеющейся литературы по концевым уплотнениям центробежных и винтовых компрессоров и насосов высокого давления показал, что наибольшее распространение получили уплотнения плавающего типа и торцовые уплотнения, ресурс и надежность работы которых обеспечивается при минимальных амплитудах пульсаций давления в гидросистеме подвода затворной жидкости. В тоже время для создания требуемого высокого давления в этих гидросистемах в основном используются поршневые (плунжерные) насосы, являющиеся мощными источниками вынужденных колебаний давления затворной жидкости (масла), что приводит к частичной разгерметизации уплотнений, снижению ресурса их работы, интенсивным вибрациям трубопроводов и возникновению аварийных ситуаций с попаданием пожаро-взрывоопасных и токсичных сред в окружающую среду.

2. В результате рассмотрения существующих и принципиально новых средств гашения пульсаций давления и вибраций в трубопроводах -стабилизаторов давления выбраны наиболее рациональные конструктивные решения стабилизаторов для использования в гидросистемах подачи затворной жидкости к торцовым уплотнениям.

3. Получены аналитические зависимости, устанавливающие связь между эффективностью гашения пульсаций давления и вибраций трубопроводов в гидросистеме с поршневым насосом и основными проектными параметрами стабилизаторов давления (податливостью, суммарной площадью распределенной перфорации, коэффициентом эквивалентного вязкого демпфирования). Предложены методы расчета характеристик конструктивных элементов стабилизаторов и вносимого ими коэффициента эквивалентного вязкого демпфирования.

4. Проведены исследования эффективности двух образцов стабилизаторов (с упругими металлическими камерами эллиптического сечения, работающими на расширение от внутреннего давления и на сжатие от внешнего) на экспериментальном стенде в диапазоне давлений от 2 до 8 МПа, которые показали, что стабилизаторы давления позволяют:

- уменьшить амплитуду пульсаций до 3 раз при низких давлениях (порядка 2 МПа);

- уменьшить амплитуду пульсаций давления до 5 раз при давлениях от 4 МПа до 6 МПа;

- уменьшить амплитуду пульсаций в 6 раз для первого варианта стабилизатора и 14 раз для второго при рабочих давлениях 8 Мпа, которое являлось расчетным.

Сравнение экспериментальных результатов с результатами теоретического определения эффективности свидетельствует от их хорошей сходимости (расхождение не превышает 7-10%)

5. Результаты виброиспытаний проведенных в реальных условиях эксплуатации в цехах «Аммиак-2» и «Аммиак-3» НАК «Азот» показали, что установка стабилизаторов давления во входном трубопроводе плунжерного насоса подачи затворного масла к торцовому уплотнению компрессоров позволяет уменьшить виброскорость трубопроводов более чем в 6 раз (со 160 мм/с до 26мм/с), а виброперемещения полностью устранить.

6. Использование новых типов стабилизаторов позволяет практически полностью исключить аварии с разрывами маслопроводов в гидросистемах торцовых и плавающих уплотнений компрессоров и насосов по причине повышенных вибраций и пульсаций давления, повысить ресурс и надежность работы уплотнений, уменьшить загрязнения атмосферного воздуха в рабочей зоне предприятия.

1. Авторское свидетельство №1765603 от 01.06.92. Гаситель колебаний давления и расхода. Авт. Епифанов В.М., Низамов Х.Н., Применко В.Н.

2. Bladder туре assumulator. Operation, maintenange information. - Nippon Accumulator Co, Ltd. - No. E 401.6, Printed in Japan («Accumu Japan»).

3. Видякин Ю. А., Доброклонский E. Б., Кондратьева Т. Ф. Оппозитные компрессоры. - Л.: Машиностроение, 1979, 280 с.

4. Временная типовая методика определения экономической эффективности осуществления природоохранных мероприятий и оценка экономического ущерба, причиняемого народному хозяйству загрязнением окружающей среды.

5. Ганиев Р. Ф., Низамов X. Н., Дербуков Е. И. Волновая стабилизация и предупреждение аварий в трубопроводах. - М.: Изд-во МГТУ им. Баумана, 1996, 258 с.

6. Гладких П. А. Исследование влияния буферных емкостей на вибрацию газопроводов. -М.: Гостехиздат, 1962, 109 с.

7. Гладких П. А. Исследование влияния буферных емкостей на вибрацию трубопроводов. -М.: Изд-во АН СССР, ИТЭИН, 1955.

8. Гладких П. А., Хачатурян С. А. Предупреждение и устранение колебаний нагнетательных установок. - М.: Машиностроение, 1964, 275 с.

9. Гликман Б. Ф. Автоматическое регулирование ЖРД. - М.: Машиностроение, 1989, 296 с.

10. Гликман Б. Ф. Математические модели пневмогидравлических систем. - М.: Наука, 1986, 365 с.

11. Голубев А. И. Торцовые уплотнения вращающихся валов. М.: Изд-во Машиностроение, 1974, с. 213.

12. Громека И. С. К теории движения жидкости в узких цилиндрических трубках. - Ученые записки Казанского университета, 1882, T.XVIII №1,2, с. 41 -72.

13. Громека И. С. О скорости распространения волнообразного движения жидкости в упругих трубах. Казань, 1883.

14. Двухшерстов Г. И. Гидравлический удар в трубах некругового сечения в потоке жидкости между упругими стенками. Ученые записки МГУ, вып. 122, Механика, Т.И, 1948, с. 15 - 76.

15. Ден Г. Н., Керзум В. П. Расчет втулочных масляных уплотнений быстроходных валов ЦКМ. - М.: Энергомашиностроение, 1970, №5, с. 38 - 40.

16. Дэвис X. М. Эксплуатация и обслуживание центробежного компрессора. -М.: Изд-во Мир, 1975.

17. Жуковский Н. Е. Лекции по гидродинамике. - М.: Ученые записки Московского университета, T.II, вып. 7, 1887.

18. Жуковский Н. Е. О гидравлическом ударе в водопроводных трубах. Избранные сочинения, Т.2. -М.: Гостехтеориздат, 1948, 422 с.

19. Иванова В. С., Терентьев В. Ф. Природа усталости металлов. М.: Металлургия, 1975, 456 с.

20. Идельчик И. Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. - М.: Машиностроение, 1975, 559 с.

21. Исследование малоцикловой прочности при высоких температурах. Под редакцией Серенсена С. В. - М.: Наука, 1975, 124 с.

22. Колесников К. С. Продольные колебания ракеты с жидкостным ракетным двигателем. М.: Машиностроение, 1971, 260 с.

23. Колесников К. С., Самойлов Е. А., Рыбак С. А. Динамика топливных систем ЖРД. -М.: Машиностроение, 1975.

24. Лейбензон Л. С. Собрание трудов. T.III - М.: Изд-во АН СССР, 1955, 678 с.

25. Лейбензон Л. С. Собрание трудов. T.IV - М.: Изд-во АН СССР, 1956, 396 с.

26. Лисицин К. В. Исследование и разработка уплотнений роторов главных циркуляционных насосов АЭС. Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук. - Харьков, 1975, с. 25.

27. Максимов В. А. Исследование высокоскоростных гидродинамических уплотнений с плавающими кольцами для ЦКМ. - М.: Энергомашиностроение, 1973, №10, с. 10-12.

28. Максимов В. А. Расчет плавающих уплотнений быстроходных валов ЦКМ. - В сб. «Исследование в области компрессорных машин». - Сумы, вып. 4, с. 68 -73.

29. Максимов В. А. Термоупругогидро динамическая теория смазки подшипников и уплотнений жидкостного трения турбомашин. Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук, 1980.

30. Максимов В.А. и др. Плавающие уплотнения валов высокоскоростных центробежных компрессорных машин. - М., ЦИНТИхимнефтемаш, 1977, с. 52.

31. Максимов В.А. и др. Плавающие уплотнения валов центробежных компрессорных машин. - М.: ЦИНТИхимнефтемаш, 1977.

32. Марцинковский В. А. Гидродинамика и прочность центробежных насосов. - М.: Изд-во Машиностроение, 1970, с. 272.

33. Марцинковский В. А. Исследование и расчет уплотнений роторов современных центробежных насосов большой мощности. Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук. - Сумы, 1974, с. 435.

34. Математика и механика - народному хозяйству. - Сводный проспект, ИМАШ АН СССР. - М.: 1979,12 с.

35. Натанзон М. С. Продольные автоколебания жидкостной ракеты. - М.: Машиностроение, 1977, 208 с.

36. Низамов X. Н., Ганиев Р. Ф., Чучеров А. И., Усов П. П. Стабилизация колебаний давления в трубопроводных системах энергетических установок. -М.: Изд-во МГТУ им. Баумана, 1993.

37. Низамов X. Н., Медведев А. Е., Применко В. Н. Комплексные исследования двухфазных потоков с целью создания устройств для управления гидродинамическими процессами. - М.: ВНИИОЭНГ, 1991, 120 с.

38. Низамов X. Н., Применко В. Н., Чукаев А. Г. и др. Пульсации давления в трубопроводах и способы их устранения. - М.: ВНИИОЭНГ, 1991, 87 с.

39. Низамов X. Н., Применко В. Н., Юсиф Назик. Определение основных характеристик и исследование эффективности стабилизаторов давления для гидросистем торцового уплотнения компрессоров. - М.: Изд-во РИА. Двойные технологии, №1, 2000, с. 14-15.

40. Низамов X. Н., Применко В. Н., Юсиф Назик. Определение эффективности работы стабилизатора давления в гидросистеме торцового уплотнения компрессоров высокого давления. - М.: Теплоэнергетика, №11, 1999, с. 72 - 74.

41. Низамов X. Н., Применко В. Н., Юсиф Назик. Средства защиты гидросистем торцового уплотнения компрессоров от волновых процессов. - М.: Изд-во РИА. Двойные технологии, №3, 1999, с. 13-15.

42. Низамов X. Н., Прунцов А. В., Максимов В. А., Шнепп В. Б. Современные методы стабилизации колебаний давления и расхода газожидкостных сред в компрессорных установках. -М.: ЦИНТИхимнефтемаш, 1983.

43. Отчет ИМАШ АН СССР. Исследование стабилизаторов для управления волновыми и вибрационными процессами, 1982.

44. Патент 3532125, F 161 55/04 Pulsation Controls Corp. (США), 1971.

45. Патент 2609001, F 161 55/04 Phillips Petroleum Com. (США), 1952.

46. Патент 3276478, F 161 55/04 (США), 1966.

47. Патент РФ 2041415, МКИ F16 L55/04. Стабилизатор давления.

48. Предупреждение крупных аварий. Практическое руководство, разработанное при участии ЮНЕП, МВТ и ВОЗ / Под общ. ред. Э. В. Петросянца. М.: МП «Рарог», 1992, 256 с.

49. Применко В. Н. Разработка средств предупреждения аварий на трубопроводном транспорте и исследование эффективности их работы. Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук. - М.: 1996.

50. Рахмилевич 3. 3., Мыслицкий Е. Н., Хачатурян С. А. Компрессорные установки в химической промышленности. - М.: Химия, 1977.

51. Саламов А. А. Турбостроение ФРГ. // Энергомашиностроение, 1979, №1, с. 39-41.

52. Самарин А. А. Вибрации трубопроводов энергетических установок и методы их устранения. - М.: Энергия, 1979, 286 с.

53. Сб. «Исследования в области компрессорных машин». - Казань, КХТИ им. С. М. Кирова, 1974.

54. Тимошенко С. П., Янг Д. X., Уивер Д. Колебания в инженерном деле. - М.: Машиностроение, 1985.

55. Токарь И. Я. Проектирование и расчет опор трения. - М.: Изд-во Машиностроение, 1971, с. 168.

56. Токарь И. Я., Спивак Б. В., Дьяков В. И. Исследование нестационарных гидродинамических режимов работы концевых уплотнений турбогенераторов. - JL: ВНИИэлектромашиностроения, 1974.

57. Уплотнения и уплотнительная техника. Справочник под общей редакцией Голубева А. И. и Кондакова JI. А. М.: Изд-во Машиностроение, 1986, 463 с.

58. Феодосьев В. И. Расчет тонкостенных трубок бурдона эллиптического сечения энергетическим способом. - Оборонгиз, 1940, 94 с.

59. Фосс С. JL, Максимов В. А. Исследование плавающих уплотнений с гидростатической центрирующей силой. / Тезисы конференции «Пути повышения надежности и унификации уплотнений роторов центробежных насосов и компрессоров» - М.: ЦИНТИхимнефтемаш, 1979, с. 38 - 39.

60. Фосс С. JL, Максимов В. А., Палладий А. В. Исследование гидростатического подшипника-уплотнения. -М.: ЦИНТИхимнефтемаш, 1980, с. 24.

61. Хачатурян С. А., Рахмилевич 3. 3. Гашение пульсаций газа в трубопроводах нефтепромысловых компрессоров. - М.: ВНИИОЭТ, 1983.

62. Чарный И. А. Неустановившееся давление реальной жидкости в трубах. -М.: Недра, 1975, 295 с.

63. Чарный И.А. Неустановившееся движение реальной жидкости в трубах. 2-е Издание. М.: Недра, 1975, 296 с.

64. Шорин В. П. Устранение колебаний в авиационных трубопроводах. - М.: Машиностроение, 1980, 156 с.

65. Юсиф Назик, Низамов Х.Н., Нигматуллин Р.И. Гашение волновых и вибрационных процессов в трубопроводных системах.//Труды республиканской конференции, посвященной 90-летию академика АН Узбекистана Х.А.Рахматулина.-Ташкент, 1999.- С. 74-77.

66. Юсиф Назик. Разроботка стабилизаторов давления для гидросистем торцевого уплотнения комперессоров высокого давления. // Тезисы докладов международной молодежной научной конференции «xxv гагаринские чтения».-Москва, 1999,- с. 544.

1. Авторское свидетельство №1765603 от 01.06.92. Гаситель колебаний давления и расхода. Авт. Епифанов В.М., Низамов Х.Н., Применко В.Н.

2. Bladder туре assumulator. Operation, maintenange information. - Nippon Accumulator Co, Ltd. - No. E 401.6, Printed in Japan («Accumu Japan»).

3. Видякин Ю. A., Доброклонский E. Б., Кондратьева Т. Ф. Оппозитные компрессоры. -Л . : Машиностроение, 1979, 280 с.

4. Временная типовая методика определения экономической эффективности осуп.,ествления природоохранных мероприятий и оценка экономического 5ш;ерба, причиняемого народному хозяйству загрязнением окружаюш,ей среды.

5. Ганиев Р. Ф., Низамов X. Н., Дербуков Е. И. Волновая стабилизация и предупреждение аварий в трубопроводах. - М.: Изд-во МГТУ им. Баумана, 1996, 258 с.

6. Гладких П. А. Исследование влияния буферных емкостей на вибрацию газопроводов. -М. : Гостехиздат, 1962, 109 с.

7. Гладких П. А. Исследование влияния буферных емкостей на вибрацию трубопроводов. -М. : Изд-во АН СССР, ИТЭИН, 1955.

8. Гладких П. А., Хачатурян А. Предупреждение и устранение колебаний нагнетательных установок. - М.: Машиностроение, 1964, 275 с.

9. Гликман Б. Ф. Автоматическое регулирование ЖРД. - М.: Машиностроение, 1989,296 с.

10. Гликман Б. Ф. Математические модели пневмогидравлических систем. - М.: Наука, 1986, 365 с.

11. Голубев А. И. Торцовые уплотнения вращающихся валов. М.: Изд-во Машиностроение, 1974, с. 213.

12. Громека И. К теории движения жидкости в узких цилиндрических трубках. - Ученые записки Казанского университета, 1882, T.XVIII №1,2, с. 41 -72.

13. Громека И. О скорости распространения волнообразного движения жидкости в упругих трубах. Казань, 1883.

14. Двухшерстов Г. И. Гидравлический удар в трубах некругового сечения в потоке жидкости между упругими стенками. Ученые записки МГУ, вып. 122, Механика, Т.П, 1948, с. 15 - 76.

15. Ден Г. Н., Керзум В. П. Расчет втулочных масляных уплотнений быстроходных валов ЦКМ. - М.: Энергомашиностроение, 1970, №5, с. 38 - 40.

16. Дэвис X. М. Эксплуатация и обслуживание центробежного компрессора. - М.: Изд-во Мир, 1975.

17. Жуковский Н. Е. Лекции по гидродинамике. - М.: Ученые записки Московского университета, Т.П, вып. 7, 1887.

18. Жуковский Н. Е. О гидравлическом ударе в водопроводных трубах. Избранные сочинения, Т.2. -М.: Гостехтеориздат, 1948, 422 с.

19. Иванова В. С, Терентьев В. Ф. Природа усталости металлов. М.: Металлургия, 1975, 456 с.

20. Идельчик И. Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. - М.: Машиностроение, 1975, 559 с.

21. Исследование малоцикловой прочности при высоких температурах. Под редакцией Серенсена В. - М.: Наука, 1975, 124 с.

22. Колесников К. Продольные колебания ракеты с жидкостным ракетным двигателем. М.: Машиностроение, 1971, 260 с.

23. Колесников К. С , Самойлов Е. А., Рыбак А. Динамика топливных систем ЖРД. -М. : Машиностроение, 1975.

24. Лейбензон Л. Собрание трудов. Т.Ш - М.: Изд-во АН СССР, 1955, 678 с.

25. Лейбензон Л. Собрание трудов. T.IV - М.: Изд-во АН СССР, 1956, 396 с.

26. Лисицин К. В. Исследование и разработка зшлотнений роторов главных циркуляционных насосов АЭС. Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук. - Харьков, 1975, с. 25.

27. Максимов В. А. Исследование высокоскоростных гидродинамических уплотнений с плавающими кольцами для ЦКМ. - М.; Энергомашиностроение, 1973, №10, с. 10-12.

28. Максимов В. А. Расчет плавающих уплотнений быстроходных валов ЦКМ. - В сб. «Исследование в области компрессорных машин». - Сумы, вып. 4, с. 68 - 7 3 .

29. Максимов В. А. Термоупругогидродинамическая теория смазки подшипников и уплотнений жидкостного трения турбомашин. Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук, 1980.

30. Максимов В.А. и др. Плавающие уплотнения валов высокоскоростных центробежных компрессорных машин. - М., ЦИНТИхимнефтемаш, 1977, с. 52.

31. Максимов В.А. и др. Плавающие уплотнения валов центробежных компрессорных машин. - М.: ЦИНТИхимнефтемаш, 1977.

32. Марцинковский В. А. Гидродинамика и прочность центробежных насосов. - М.: Изд-во Машиностроение, 1970, с. 272.

33. Марцинковский В. А. Исследование и расчет уплотнений роторов современных центробежных насосов большой мощности. Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук. - Сумы, 1974, с. 435.

34. Математика и механика - народному хозяйству. - Сводный проспект, ИМАШ АН СССР. - М.: 1979,12 с.

35. Натанзон М. Продольные автоколебания жидкостной ракеты. - М.: Машиностроение, 1977, 208 с.

36. Низамов X. Н., Ганиев Р. Ф., Чучеров А. И., Усов П. П. Стабилизация колебаний давления в трубопроводных системах энергетических установок. -М.: Изд-во МГТУ им. Баумана, 1993.

37. Низамов X. Н., Медведев А. Е., Применко В. Н. Комплексные исследования двухфазных потоков с целью создания устройств для управления гидродинамическими процессами. -М.: ВНИИОЭНГ, 1991,120 с.

38. Низамов X. Н., Применко В. Н., Чукаев А. Г. и др. Пульсации давления в трубопроводах и способы их устранения. - М.: ВНИИОЭНГ, 1991, 87 с.

39. Низамов X. Н., Применко В. Н., Юсиф Назик. Определение основных характеристик и исследование эффективности стабилизаторов давления для гидросистем торцового уплотнения компрессоров. - М.: Изд-во РИА. Двойные технологии, №1, 2000, с. 14-15.

40. Низамов X. Н., Применко В. Н., Юсиф Назик. Определение эффективности работы стабилизатора давления в гидросистеме торцового уплотнения компрессоров высокого давления. - М.: Теплоэнергетика, №11, 1999, с. 72 - 74.

41. Низамов X. Н., Применко В. П., Юсиф Назик. Средства защиты гидросистем торцового уплотнения компрессоров от волновых процессов. - М.: Изд-во РИА. Двойные технологии, №3,1999, с. 13-15.

42. Низамов X. П., Прунцов А. В., Максимов В. А., Шнепп В. Б. Современные методы стабилизации колебаний давления и расхода газожидкостных сред в компрессорных установках. -М.: ЦДНТИхимнефтемаш, 1983.

43. Отчет ИМАШ АН СССР. Исследование стабилизаторов для управления волновыми и вибрационными процессами, 1982.

44. Патент 3532125, F 161 55/04 Pulsation Controls Соф. (США), 1971.

45. Патент 2609001, F 161 55/04 Phillips Petroleum Com. (США), 1952.

46. Патент 3276478, F 161 55/04 (США), 1966.

47. Патент РФ 2041415, МКИ F16 L55/04. Стабилизатор давления.

48. Предупреждение крупных аварий. Практическое руководство, разработанное при здтастии ЮНЕП, МВТ и ВОЗ / Под общ. ред. Э. В. Петросянца. М.: МП «Рарог», 1992, 256 с.

49. Применко В. Н. Разработка средств предупреждения аварий на трубопроводном транспорте и исследование эффективности их работы. Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук. - М.: 1996.

50. Рахмилевич 3. 3., Мыслицкий Е. П., Хачатурян А. Компрессорные установки в химической промышленности. - М.: Химия, 1977.

51. Саламов А. А. Турбостроение ФРГ. // Энергомашиностроение, 1979, №1, с. 3 9 - 4 1 .

52. Самарин А. А. Вибрации трубопроводов энергетических установок и методы их устранения. - М.: Энергия, 1979, 286 с.

53. Сб. «Исследования в области компрессорных машин». - Казань, КХТИ им. М. Кирова, 1974.

54. Тимошенко П., Янг Д. X., Уивер Д. Колебания в инженерном деле. - М.: Машиностроение, 1985.

55. Токарь И. Я. Проектирование и расчет опор трения. - М.: Изд-во Машиностроение, 1971, с. 168.

56. Токарь И. Я., Спивак Б. В., Дьяков В. И. Исследование нестационарных гидродинамических режимов работы концевых уплотнений турбогенераторов. - Л . : ВНИИэлектромашиностроения, 1974.

57. Уплотнения и уплотнительная техника. Справочник под общей редакцией Голубева А. И. и Кондакова Л. А. М.: Изд-во Машиностроение, 1986, 463 с.

58. Феодосьев В. И. Расчет тонкостенных трубок бур дона эллиптического сечения энергетическим способом. - Оборонгиз, 1940, 94 с.

59. Фосс Л., Максимов В. А., Палладий А. В. Исследование гидростатического подшипника-уплотнения. - М.: ЦИНТИхимнефтемаш, 1980, с. 24.

60. Хачатурян А., Рахмилевич 3. 3. Гашение пульсаций газа в трубопроводах нефтепромысловых компрессоров. - М.: ВНИИОЭТ, 1983.

61. Чарный И. А. Неустановившееся давление реальной жидкости в трубах. - М.: Недра, 1975, 295 с.

62. Чарный И.А. Неустановившееся движение реальной жидкости в трубах. 2-е Издание. М.: Недра, 1975, 296 с.

63. Шорин В. П. Устранение колебаний в авиационных трубопроводах. - М.: Машиностроение, 1980,156 с.

64. Юсиф Пазик, Низамов Х.Н., Нигматуллин Р.И. Гашение волновых и вибрационных процессов в трубопроводных системах.//Труды республиканской конференции, посвященной 90-летию академика АН Узбекистана Х.А.Рахматулина.-Ташкент, 1999.- 74-77.

65. Юсиф Назик. Разроботка стабилизаторов давления для гидросистем торцевого уплотнения комперессоров высокого давления. // Тезисы докладов международной молодежной наз^ной конференции «xxv гагаринские чтения».-Москва, 1999.- с. 544. ^^^3^3-0/