автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.07, диссертация на тему:Вибрация валов насосных агрегатов для перекачки нефти и нефтепродуктов

ОА

На правах рукописи

КОЛПАКОВ АЛЕКСАНДР ЛЬВОВИЧ

ВИБРАЦИЯ ВАЛОВ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ ДЛЯ ПЕРЕКАЧКИ НЕФТИ И НЕФТЕПРОДУКТОВ.

Специальность 05.04.07 Машины и агрегаты нефтяной . и газовой промышленности.

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Уфа 1998

Работа выполнена в

Институте проблем транспорта энергетических ресурсов АН Башкортостана

Официальные оппоненты: доктор технических наук

Валеев М. Д.

кандидат технических наук Белов А.И.

- доктор технических наук, профессор Ишемгужин Е.И.

А.О. Урало-Сибирских магистральных нефтепроводов.

Защита состоится 2 июля 1998 г. в 10 часов на заседании диссертационного совета Д 063.09.04 при Уфимском государственном нефтяном техническом университете по адресу: 450062, Уфа-62, ул. Космонавтов, 1.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Уфимского государственного нефтяного технического университета.

Автореферат разослан 2 июня 1998 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

доктор технических наук

И.Г. Ибрагимов

Научный руководитель

Ведущее предприятие

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ Актуальность работы. В парке машин, используемых в нефтяной промышленности при промысловых перекачках нефти, магистральном транспорте нефти и нефтепродуктов, а также в технологических циклах нефтеперерабатывающих заводов, в подавляющем большинстве применяются насосные агрегаты (НА) с электроприводом. Технико - экономические показатели предприятий во всех этих отраслях во многом определяются надежностью этого типа оборудования и совершенством системы технического обслуживания и ремонта (ТОР). В условиях рыночной экономики снижение себестоимости продукции предприятий нефтяной промышленности невозможно без осуществления мероприятий по обеспечению безаварийной эксплуатации, повышения межремонтного ресурса оборудования путем своевременного вывода его в ремонт, сокращения объемов резервирования, снижения расхода запасных частей.

Такие мероприятия в настоящее время осуществляются путем перехода к системе обслуживания оборудования по его фактическому состоянию. В этой связи большое значение приобретает разработка средств и методов контроля, позволяющих определять реальное техническое состояние оборудования, идентифицировать конкретные неисправности, а также прогнозировать его остаточный ресурс-

Одним из наиболее распространенных в мировой практике методов, позволяющих решать описанные проблемы, является вибрационная диагностика. Анализ вибрационных сигналов, получаемых при замере вибрации в различных точках агрегата, их сравнение с действующими для этого типа оборудования нормами позволяет получить объективное заключение о его общем техническом состоянии, с той или иной степенью вероятности обнаружить неисправности, опреде-

лить степень износа деталей. При этом достоверность диагноза будет напрямую зависеть от средств и методов проведения измерений, объема собираемой информации, знания основных законов физических колебательных процессов, происходящих в насосных агрегатах и влияния на них условий эксплуатации оборудования. Настоящая работа содержит некоторые вопросы вибрационной диагностики насосных агрегатов нефтяной промышленности.

Целью диссертационной работы является повышение эффективности эксплуатации электронасосного оборудования на основе использования при его вибродиагносшровании разработанного метода анализа колебаний.

Основные задачи исследования:

- промышленные исследования вибрации насосов и электродвигателей с целью выявления влияния их эксплуатационных параметров на виброхарактеристики;

- разработка математической модели колебаний вала электродвигателя на подшипниках скольжения;

- теоретический анализ влияния конструктивных и эксплуатационных параметров электродвигателя насосного агрегата на его виброхарактеристики;

- разработка рекомендаций по выбору эксплуатационных параметров электродвигателя, обеспечивающих увеличение сроков его эксплуатации до ремонта.

Методы исследований:

- снятие и анализ вибрационных и технологических характеристик насоса и электродвигателя нефтяного насосного агрегата;

- теоретические исследования и моделирование нелинейных колебаний вала электродвигателя, работающего на подшипниках скольжения.

Научная новизна.

1 .Установлено, применительно к магистральным центробежным насосам, наличие значительного роста уровня вибрации на лопаточной частоте с уменьшением подачи насоса ниже оптимальной. Выявлены причины этого явления.

2.Численно решена система нелинейных дифференциальных уравнений, описывающая колебания вала на подшипниках скольжения с учетом свойств масляного клина, веса и возмущающей силы, в которую введен диссипативный член, позволяющий получить предельные циклы решений, совпадающие с реальной орбитой движения вала.

3.Путем анализа устойчивости теоретических решений системы дифференциальных уравнений колебаний вала электродвигателя показано, что в рабочем диапазоне изменения его эксплуатационных параметров следует ожидать в основном гармонические периодические колебания.

4.На основе математического эксперимента, получены зависимости амплитуд колебаний вала электродвигателя насоса от величины зазора подшипников, вязкости масла и величины смещения центра масс ротора (неуравновешенности).

Основные защищаемые положения:

1 .Влияние режимов работы НА на его виброакустические характеристики в области лопаточной частоты.

2.Влияние изменений эксплуатационных параметров электродвигателя на характер его вибрационных колебаний.

3.Математическая модель колебаний вала электродвигателя и методика ее решения.

4.3ависимости уровня вибрации вала электродвигателя магистрального насоса от величины зазора подшипников, вязкости масла и величины смещения центра масс вала.

5.Рекомендации по определению предельных значений зазоров в подшипниках скольжения, вязкости масла и предельных значений дисбалансов.

Практическая ценность работы. Предложенные расчетные значения конструктивных и эксплуатационных параметров вала электродвигателя насоса рекомендуются к использованию при разработке инструкции по проектированию и эксплуатации соответствующего оборудования. Смоделированы и экспериментально подтверждены закономерности изменения вибросигналов и орбит движения валов в подшипниках скольжения в зависимости от изменения его эксплуатационных параметров. Эти результаты могут использоваться при диагностировании насосных агрегатов методами вибрационной диагностики.

Разработанная автором программа двухплоскостной балансировки роторов электродвигателей была использована Черкасским нефтепроводным управлением.

Разработанная при участии автора «Методика вибродиагностирования НА на базе портативных приборов ВВМ - 337Н и ИСП-1В» использовалась в институте ИПТЭР для выполнения исследований по диагностике НА.

Апробация работы. Отдельные положения работы докладывались на Ленинградском акустическом семинаре научного совета по акустике Академии наук СССР в 1988 году, на конференции молодых

ученых и специалистов ВНИИСПТнефть в 1984, 1991 годах, на научно - технической конференции «Проблемы нефтегазового комплекса России», г. Уфа 1998 г. В 1993 году в Черкасском управлении УУСМН проводились работы про обследованию НА, в результате которых были выявлены повышенные уровни вибрации НА вследствие их работы на пониженной подаче. Была рекомендована замена роторов, что позволило обеспечить эксплуатацию НА в пределах действующих норм вибрации.

Объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, выводов, списка использованных источников, приложения. Работа изложена на 139 страницах, включая 40 рисунков, 4 таблицы, 13 стр. приложений, список использованных источников из 87 работ.

Основное содержание работы изложено в 5 научных публикациях.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении определены актуальность темы диссертации и ее цель, сформулирована научная новизна, показана практическая значимость й реализация в отрасли.

В первой главе диссертации изложен научный обзор состояния диагностических исследований насосных агрегатов для перекачки нефти и нефтепродуктов.

Теория диагностирования насосного оборудования решает следующие основные задачи:

- разработка алгоритмов диагностирования;

- выбор методов диагностирования;

- разработка средств диагностирования;

- обработка и анализ результатов.

Алгоритм диагностирования насосного агрегата разрабатывается в следующей последовательности. Выявляются структурные элементы НА, диагностируемые параметры, характер связей между ними, возможные неисправности в элементах НА. На основе такой таблицы строится структурная схема диагностирования НА с указанием мест расположения датчиков. Для учета взаимодействия диагностируемых параметров строится диагностическая модель логического типа. Логическая модель представляется в виде графов. Связи в логической модели могут иметь математическое выражение.

На практике алгоритм диагностирования обычно ограничивается таблицей диагностируемых параметров и узлов, их неисправностей и структурной схемой диагностирования.

Различают два основных метода диагностирования оборудования. Первый из них - параметрическая диагностика, основанная на контроле эксплуатационных параметров НА и их сравнении с паспортными данными. Подобные работы ведутся в АО нефтепроводов, конструкторских и исследовательских организациях. Контроль параметров может вестись во времени с построением трендов и анализом изменения состояния НА во времени. При достижении параметрами агрегата определенных значений агрегат выводится в ремонт. В последнее время дополнительным методом диагностирования НА, заимствованным из других отраслей промышленности (таких как авиация, судостроение и др.), стал метод вибродиагностики.

Работа машин вращения сопровождается колебательными процессами, возникающими в силу ряда причин. Эти причины в основном связаны с состоянием узлов машины, неуравновешенностью массы роторов, расцентровкой валов, неисправностью отдельных узлов, степенью их износа, гидродинамикой, электромагнитными явлениями и

др. Другими словами, трудно назвать факторы при эксплуатации машины, которые в той или иной степени не отражались бы на характере ее вибрационных процессов. При расшифровке записи колебательных процессов элементов НА можно получить необходимую информацию о его работе.

В нефтяной промышленности разработкой вибрационных методов диагностирования НА занимаются такие организации как ИПТЭР, МНПО "СПЕКТР", НПО "Диамех" и Др. Опубликован ряд работ по вибрационной диагностике НА нефтепроводов.

В качестве средств диагностирования могут использоваться как стационарные средства, смонтированные на насосных станциях, так и переносные, портативные средства. Типы и возможности их различны. Некоторые обеспечивают лишь контроль общих уровней вибрации, другие - обработку, анализ и запись колебаний. В последнее время большое распространение получили цифровые коллекторы данных, которые имеют встроенный микропроцессор, жидкокристаллический дисплей и память для хранения результатов измерений.

Многие колебательные процессы могут быть описаны с помощью систем линейных и нелинейных дифференциальных уравнений, что связано с общей теорией колебаний. Эта теория получила в науке широкое развитие. Основные положения ее изложены в работах А.Н. Крылова, С.П. Тимошенко, A.A. Андронова, И.И., Богомолова, Ф.М. Диментберга, А. Стодола, А. Тондла, Дж. Ден-Гартога и других.

Теоретические задачи в области колебаний валов разнообразны. Условно их можно разделить на задачи с одной степенью свободы и колебания систем с более чем одной степенью свободы.

Роторная сборка насоса представляет собой систему с П степенями свободы, где П соответствует количеству элементов, на которые

разбивается ротор (колеса, втулки, отрезки вала постоянного диаметра). Обычно задача сводится к определению первой критической скорости системы и формы упругой линии. Подробная постановка такой задачи и методика ее решения приводится, например, в работах ВНИИАЭН.

В этой задаче не учитываются нелинейные процессы, возникающие в подшипниках скольжения. С учетом этого фактора задача усложняется и применительно к насосным агрегатам нефтяной промышленности опубликованные решения отсутствуют.

Таким образом, возникает необходимость выполнить теоретические расчеты нелинейных колебаний ротора применительно к НА для перекачки нефти и нефтепродуктов.

Недостаточно изучен применительно к таким НА вопрос влияния гидродинамических процессов на вибрационные колебания, особенно это касается работы насосов на ударных режимах. Уже замечено, что при работе насосов на малых подачах наблюдается значительное увеличение уровня вибраций, превышающего допустимые значения.

На основе обзора исследований виброакустических характеристик НА в нефтяной промышленности, можно заключить следующее:

1.Эти исследования неполные, а имеющиеся не всегда могут быть использованы в нефтяных НА.

2.0граничены данные о влиянии режимов работы НА на их виброакустические характеристики.

3.Недостаточно изучены вибрации в двигателях НА, связанные с работой подшипников скольжения.

Учитывая это, автор избрал для исследования следующие вопросы:

и

1.Экспериментально исследовать колебания вала центробежного насоса на ударных режимах.

2.Дополнить экспериментальные исследования вибрационных колебаний роторов электродвигателей центробежных насосов в нефтяной промышленности.

3.Вывод, решение и исследование на устойчивость нелинейных дифференциальных уравнений, описывающих колебания вала электродвигателя.

4.Выдача рекомендаций по эксплуатации НА по данным результатов теоретических и экспериментальных материалов.

Во второй главе систематизированы промышленные исследования вибрации роторов насосов и электродвигателей. Частотные спектры, снятые на насосах НМ 10000-210 на НПС "Нурлино" при подаче, меньшей оптимальной, свидетельствуют о сложности вибрационного сигнала насоса. В спектре присутствуют составляющие различной частоты. Наряду с гармоническими составляющими оборотной (50 Гц) и кратных частот, лопаточной частоты (350 Гц) и кратной (700 Гц), в спектре присутствует сплошная полоса частот, обусловленных гидродинамическими явлениями в насосе - кавитацией и вих-реобразованиями.

Вибрационные явления в насосах при малых подачах в процессе эксплуатации встречаются в последние годы весьма часто в связи с уменьшением объемов добычи нефти. При малых подачах, вследствие срыва потока с отдельных лопаток и ударов в направляющем аппарате, возникают интенсивные вихреобразования в колесе и спиральном отводе, что способствует увеличению интенсивности вибрационных колебаний. В работе приводятся спектральные характеристики вибрации насоса 5НДВ, который можно считать геометрически подобным

магистральным насосам (насос спиральный одноступенчатый, двухстороннего входа с горизонтальным разъемом). На режимах малых подач (0.1..0.4 <20, где ()0 - оптимальная подача) и больших подач (1.2... 1.3 (?0) заметно значительное увеличение скорости вибрационных колебаний. На рисунке 1 представлена усредненная кривая сред-неквадратического значения (СКЗ) виброскорости колебаний корпуса

насоса на лопаточной частоте () при изменении его режима (подачи).

Зависимость СКЗ виброскорости на лопаточной частоте от режима работы насоса 5ЦДВ

1,6 т-

1.4-Ц 1,2 :'

| 0,8 > 0,6 -0,4 0,2 -О -30

Рис. 1

■ Кривая рисунка 1 показывает, что при малых подачах скорость вибрации может возрасти более чем в 3 раза. Если на оптимальной подаче насос имеет значения СКЗ виброскорости в пределах норм, то на малых подачах этот же насос может превысить нормы вибрации. Это следует учитывать при выборе допустимых значений вибрации при эксплуатации насосов на малых подачах.

\

..................

1 • [■ 1

..................... I

-]•

60 100 130 158 180

Ом. куб/час

Вибрационные сигналы на подшипниках электродвигателя имеют более простую, близкую к гармонической форму. Наблюдаются следующие виды колебаний.

Основная энергия выделяется на оборотной и кратной частотах (2,3,4 гармоники). Это так называемые ультрагармонические колебания. Максимальными являются составляющие на второй и первой оборотной частотах. Причин колебаний с таким спектром может быть несколько - неуравновешенность ротора, расцентровка, электрические причины и др. Появление кратных гармоник при гармонической вынуждающей силе, действующей на ротор с частотой, равной оборотной, можно объяснить нелинейной силой реакции со стороны подшипников скольжения.

Другой характерный случай связан с появлением колебаний с частотой близкой к половине оборотной. Возникновение таких колебаний на масляной пленке характерно для роторов при частотах вращения, превышающие первую критическую, но меньших удвоенной первой критической и в большинстве случаев связано с существенной разгрузкой подшипника в процессе его вращения. Это явление часто называют субсинхронной неустойчивостью.

Таким образом, краткий анализ экспериментальных зависимостей вибрационных сигналов насоса и электродвигателя указывает на их сложность в насосах. В электродвигателе эти сигналы проще. Обычно они имеют ультра и субгармонический характер, что предполагает возможность их теоретического моделирования и анализа.

В третьей главе сформулирована математическая модель колебаний вала электродвигателя, дано ее решение, выполнено качественное исследование вариантов решений, исследована их область устойчивости.

В системе вращающийся вал - подшипники скольжения действуют следующие силы:

1.Вес ротора

2.Неуравновешенная центробежная сила, которая является основным источником, возбуждающим вибрацию. Ее можно представить в виде

Н = та>2е, (1)

где в - смещение центра масс ротора.

3. Сила реакции опоры Р.

Запишем уравнение движения массы т в векторной форме:

тг" + Р{г) - Неш -mg = 0; (2)

где 2 = ге'а , здесь В -основание натурального логарифма.

Выражение для силы Г можно получить, используя теорию подшипника скольжения. Эта теория в различных вариантах разработана О. Рейнольдсом, Н. Жуковским, Н. Петровым, Зоммерфельдом и др. Для практики эта теория дает вполне удовлетворительные результаты по расчету распределения давления, а следовательно, для определения силы Р. Физически сила Р есть реакция масляного клина, образуемого между смещенным валом и обоймой. Сила эта в зависимости от радиуса имеет нелинейный характер и может быть аппроксимирована кубической параболой вида:

Г = схг + С2Г3 (3)

Для нахождения коэффициентов Сх и С2 автор применил аппроксимацию функции хорошо известной аналитически и графически в теории подшипников скольжения (коэффициент нагруженно-сти). Аппроксимация выполнялась по методу наименьших квадратов.

Р = & , (4)

_ ЬБ/лсо

где а - " (5)

постоянный коэффициент для данных условий работы агрегата.

В выражении (5) Ь - длина подшипника; И - диметр подшипника; ц - динамическая вязкость масла, смазывающего подшипник;

О) - рабочая угловая скорость, равная 314 1/сек; - относи-

тельный зазор. Функция записывается аналогично (3) в безразмерном виде:

%=с[х + с'2хъ, (б)

где X ~ ^/д; г2 =х2 +у2.

Аппроксимация функции £ для двигателя СТД-6300, имеющего половинный подшипник, дает значения коэффициентов с[ = 2; с'2 = 15, которые можно считать постоянными для данного двигателя.

Записывая уравнение (2) по осям X и у и используя указанные выше соотношения, получим следующую систему нелинейных дифференциальных уравнений второго порядка:

х + [Ъ1 +Ь2(х2 +у2)]х-ксо&сМ-£ = 0;] У + {ЬХ +й2(х2 + у2)]у - кътШ = 0;

Т. с\ с[-а где = — = -г1—, (8)

т А-т

(7)

с2 _ с2 -а

«5

т А -т

(9)

1 п 2 h- — = со -е

т

(10)

Каждое уравнение в системе (7) является уравнением Дюффин-га. Как видно, в системе уравнений (7) коэффициенты и Ь2 упругой силы зависят от конструктивных и эксплуатационных параметров ротора. Решая эту систему, можно изучить влияние этих параметров на характер и уровень вибраций вала.

Известно, что точное решение нелинейных дифференциальных уравнений отсутствует. Кроме того, в отличие от линейных уравнений, решение их зависит от начальных условий.

В работе используется численный метод решения системы (7) с использованием ПЭВМ с процессором Pentium. Был использован конечно - ргвностный метод Рунге - Кутта 4-5 - ого порядка в виде стандартной программы в составе математического пакета Maple V, релиз 3,4. В процессе решения получали временные графики смещения и скорости колебаний, орбиты колебаний, фазовые портреты, а также спектральные разложения виброскорости и виброперемещения.

При решении системы (7) интерес представляют стационарные периодические решения, которые соответствуют реальным колебаниям машины. Таким образом, задача сводится к отысканию предельных циклов решения системы. Для того чтобы устранить влияние начальных условий в момент времени t = 0, в систему было введен диссипа-тивный член в виде кх, где к - 0.1..0.5. Такой подход физически более обоснован, т.к. в любой реальной системе имеется диссипация энергии. Система уравнений, с учетом этого приняла вид:

* + + +Ь2(х2 -^-y2)]x-hcoscot-g = 0; у + кх + \Ъх +Ь2(х2 +у2)]у-/гБтал - 0;

При решении системы принимались следующие начальные условия:

х = 0,у = 0,х = 1™/,у = 0.

При таком подходе собственные колебания системы, связанные с начальными условиями, затухают примерно за 500 - 1000 первых периодов колебаний, что также соответствует реальным условиям запуска машины. Для оценки влияния такого подхода на решение, значения переменных из решения системы (11) в момент времени 1000-Г,(Г-период колебаний), подставлялись в систему (7) без трения, в качестве начальных условий. Полученное решение совпало с исходным с большой точностью.

Было произведено сравнение экспериментальных и расчетных данных для ряда случаев работы вала электродвигателя. Показано, что временные графики колебаний и их спектры близки друг к другу по форме и величине. Это свидетельствует о возможности качественного и количественного анализа форм колебаний вала электродвигателя при различных значениях параметров, входящих в систему (11). Некоторые из них сопоставлены с имеющимися у автора экспериментальными данными.

Качественный анализ экспериментальных и теоретически полученных колебаний позволил заключить следующее:

1. При средних значениях параметров (Л = 0.3..0.4 мм, е = 5..50мкм,// = 0.02. .0.04/7а-с) преобладают гармонические нелинейные колебания. Это наиболее характерное для электродвигателя вибрационное состояние вала. Сигнал смещения представ-

ляет одну гармонику оборотной частоты, круговая диаграмма - эллипс. С увеличением вязкости масла и эксцентриситета е эллипс деформируется в нижнем положении, при дальнейшем увеличении вязкости появляется обратный отскок вала, при этом в спектре колебаний по вертикали появляется небольшая составляющая на 3-ей оборотной частоте. Сплюснутый характер круговой диаграммы объясняется реакцией масляного клина на возмущающие силы от неуравновешенности ротора и веса.

2. При больших величинах возмущающей силы (е > 40 мкм) возникают ультрагармонические колебания, когда значительная доля энергии выделяется на частотах, кратных оборотной (2-ой, 3-ей) частоте. Траектория движения вала становится двойной, если амплитуда колебаний на частоте 3/ невелика. Центр вала движется по двум орбитам, переходя поочередно с одной на другую. Такие колебания могут наблюдаться на практике при наличии неуравновешенности ротора.

3. При увеличении зазоров, колебания могут приобретать субгармонический характер с появлением колебаний с частотой, близкой к

половине оборотной Такое явление может наблюдаться при

уменьшении вязкости смазки при небольших нагрузках.

Для доказательства реальности полученных решений системы (11), ее уравнения были исследованы на устойчивость. Как известно, приближенные решения системы (11), представленные в виде ряда Фурье, должны исследоваться на устойчивость всех его гармоник.

Исследование выполнялось с использованием метода вариаций вертикальной статической силы В. Получен график зависимости ам-

плитуды х от силы неуравновешенности /г (10). Область неустойчивости решений соответствует условию

авг Л

м

В области значений, 3 < В < ё, где § - ускорение свободного падения, условие (12) не выполняется, что свидетельствует об устойчивости решения в области изменения параметров.

В четвертой главе рассматривается количественная оценка влияния конструктивных и эксплуатационных параметров ротора электродвигателя на уровень его вибрации. Решая систему (11) для конкретных значений параметров, входящих в нее, получаем значения максимальных двойных амплитуд, изменение которых изучалось в зависимости от различных параметров системы. Расчеты выполнялись на примере двигателя СТД 6300.

Пределы изменения параметров, соответствующих реальным условиям, принимались следующие:

1. Вязкость масла ¡и = 0.02..0.1 Па-с с шагом 0.0277а -с.

2. Величина смещения центра масс е = 20..10Омкм, с шагом 20 мкм.

3. Зазор подшипника А = 0.3..0.5лш с шагом 0.1 лш.

Всего было выполнено более 100 математических экспериментов по расчету величины двойной амплитуды 5 при различных комбинациях указанных параметров.

Все расчеты проводились при рабочей частоте / = 50Гц {а = 314 1/С).

Результаты указанных расчетов представлены в виде

сводных графиков. Они позволяют количественно оценить влияние на двойную амплитуду 5" таких параметров как /л,е,А.

На рисунке 2 показано влияние на двойную амплитуду Б вязкости масла. График построен для постоянного смещения центра масс е — 20 мкм. Пунктирная горизонталь на графике соответствует максимально возможной допустимой двойной амплитуде относительных колебаний. График отражает значительное влияние на 5 не только вязкости, но и зазора в подшипнике.

Рис.2

На рисунке 3 указана область параметров Л,е и ц, при которых, согласно расчетам, возможна эксплуатация двигателя в пределах допустимых амплитуд колебаний. Область допустимых значений для каждого зазора находится правее кривой, соответствующей постоянному зазору.

Указанные количественные выводы, следует считать ориентировочными, нуждающимися в дополнительной экспериментальной проверке.

100

80

60

40

20

А = О-Злии А = 0.4«« Д = 0.5мм

/ / / Г—

/ / /

р

0.02 0.04 0.06 0.08 0.1

Рис.3

Основные выводы и рекомендации:

1. Экспериментально показано, что эксплуатационные параметры нефтяных насосных агрегатов оказывают существенное влияние на уровень и состав его вибрационных сигналов, что должно учитываться при их вибродиагностировании и разработке нормативных значений вибрации. Особенно это относится к насосным агрегатам, часто работающим в области малых подач, где уровень вибрации значительно возрастает. На основе расчета подъемной силы лопатки рабочего колеса получена методика качественной оценки влияния режима

работы насоса на уровень его акустического шума, а следовательно на уровень вибрации.

2. На основе разработанной математической модели предложен численный метод решения системы нелинейных дифференциальных уравнений колебаний вала электродвигателя с диссипативным членом, позволяющий учесть влияние исходных и начальных параметров и получить устойчивые решения, согласующиеся с экспериментальными.

3. Исследована устойчивость полученных решений. Показано, что при параметрах, соответствующим нормам для электродвигателей и допустимым пределам их изменения, решение устойчиво.

4. Проведен теоретический анализ влияния конструктивных и эксплуатационных параметров ротора электродвигателя на характер его колебаний, с целью идентификации его возможных неисправностей. Показано, что результаты согласуются с экспериментальными данными.

5. Разработана методика расчета допустимых пределов изменения зазоров в подшипниках вала электродвигателя, вязкости смазки и величины смещения центра масс ротора при условии работы электродвигателя в допустимых пределах амплитуд колебаний.

Основные результаты работы опубликованы в следующих научных трудах:

1. Коган Г.В., Колпаков А.Л., Чернышев Э.А. Система виброакустического диагностирования насосных агрегатов магистральных нефтепроводов (VI республиканская научно - техническая конференция молодых ученых и специалистов по проблемам сбора, подготовки и транспорта нефти и нефтепродуктов по трубопроводам, тезисы докладов), Уфа, 1984 г.

2. Колпаков A.JL Расчет влияния режимов работы центробежного насоса на его виброакустические характеристики при наличии неравномерности эпюры скоростей на входе в рабочее колесо. (IX республиканская научно - техническая конференция молодых ученых и специалистов по проблемам сбора, подготовки и транспорта нефти и нефтепродуктов по трубопроводам, тезисы докладов),Уфа, 1991 г.

3. Колпаков A.JI. Расчет колебаний вала электродвигателя на подшипниках скольжения. Межвузовский тематический сборник научных трудов «Современные проблемы буровой и нефтепромысловой механики», Уфа, 1996 г.

4. Колпаков A.J1. Численное исследование колебаний вращающегося ротора на подшипниках скольжения. Уфимский государственный технический университет, Уфа, 199S - 8с.,ил.5, -Библ. 3.- Рус. - Деп в ВИНИТИ 06.03.98 №654 В98.

5. Колпаков А.Л., Ишемгужин Е.И. Влияние конструктивных и эксплуатационных параметров электродвигателя на уровень его вибрации. Уфимский государственный технический университет, Уфа, 1998 - 8с.,ил.5, -Библ. 2,- Рус. - Деп в ВИНИТИ 06.03.98 №655 В98.

Соискатель ^ Колпаков А.Л.

Лицензия ЛР№ 030678 от 22.01.96 Подписано к печати 5.27.98. Формат бумаги 60 х 84 1/16 Бумага ксероксная. Печать по методу ризограф™. Тираж 100 экз. Зак.50.