Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Состояние вопроса и задачи исследования 13
1.1.1. Уплотнения плавающего типа 16
1.1.2. Торцовые уплотнения 22
1.2. Теоретические и экспериментальные исследования концевых уплотнений 30
1.3. Анализ исследований неустановившегося движения жидкости и газа и способов борьбы с волновыми и вибрационными процессами 33
1.4. Цель и задачи исследований... 37
ГЛАВА 2. Существующие и современные средства гашения волновых и вибрационных процессов в гидросистемах 39
2.1. Существующие средства гашения колебаний давления и расхода в гидросистемах 40
2.2. Современные устройства гашения колебаний давления и расхода в системах компрессорных установок 51
2.3. Выводы по главе 2 66
ГЛАВА 3. Теоретические методы проектирования и определения эффективности стабилизаторов давления для гидросистем торцового уплотнения 67
3.1. Математическая модель волновых процессов в гидросистеме со стабилизатором давления и без него 67
3.1.1. Математическая модель динамики стабилизаторов давления 73
3.2. Определение основных характеристик стабилизаторов давления 76
3.3. Определение коэффициентов эквивалентного вязкого демпфирования 85
3.3.1. Распределенная перфорация 86
3.3.2. Упругие элементы 87
3.4. Выводы по главе 3 88
ГЛАВА 4. Исследования эффективности стабилизаторов давления для гидросистемы торцового уплотнения компрессора 90
4.1. Определение динамических характеристик волновых процессов в трубопроводах гидросистемы торцового уплотнения компрессора высокого давления 92
4.1.1. Описание экспериментального стенда по исследованию эффективности стабилизаторов давления 92
4.1.2. Определение амплитудно-частотных характеристик гидросистемы торцового уплотнения компрессора со стабилизаторами давления 96
4.2. Исследования эффективности стабилизаторов давления в реальных условиях эксплуатации 106
4 4.3. Технико-экономические и экологические оценки эффективности использования стабилизаторов давления 108
Заключение 113
Список использованной литературы 116
- Теоретические и экспериментальные исследования концевых уплотнений
- Современные устройства гашения колебаний давления и расхода в системах компрессорных установок
- Определение коэффициентов эквивалентного вязкого демпфирования
- Описание экспериментального стенда по исследованию эффективности стабилизаторов давления
Введение к работе
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
7 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.
8 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
9 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.
12 Объем работы 123 страницы машинописного текста, в том числе 30 рисунков, 5 таблиц, список литературы из 66 наименований.
Теоретические и экспериментальные исследования концевых уплотнений
Технический прогресс, резко повысивший темпы развития энергетики, химической, нефтехимической и других отраслей промышленности, внес в них серьезные качественные изменения. Валшейшим 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 также 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, радиально-щелевые с плавающими кольцами и комбинированные, сочетающие два или несколько типов уплотнений. Однако наибольшее распространение получили уплотнения плавающего типа и торцовые уплотнения. Несмотря на относительную конструктивную простоту, механизм работы плавающих уплотнений весьма сложный. Контактные поверхности колец работают как торцовые уплотнения, но без относительного вращения поверхностей (см. рис. 1.1). В радиальных зазорах, благодаря эксцентричному расположению колец относительно вала, возникают радиальные центрирующие силы, которые позволяют кольцам самоустанавливаться относительно вращающегося вала. В качестве уплотняющей жидкости в основном применяется масло, используемое в системах смазки турбомашин (могут быть применены и другие жидкости, обладающие смазочными свойствами). Классификация плавающих уплотнений может быть проведена по конструктивным признакам уплотняющих колец [30]. По принципу образования радиальной центрирующей силы (табл. 1.1) кольца подразделяются на гидродинамические, гидростатические и гидростатодинамические или «гибридные» [30].
Современные устройства гашения колебаний давления и расхода в системах компрессорных установок
Для определения размеров дезургера фирма разработала номограмму, которая построена в зависимости от рабочего и максимального давлений, длины и диаметра трубопроводов и др.
При давлениях до 35 МПа дезургеры имеют фланцевое соединение, а при 35-49 МПа - цилиндрическую или коническую резьбу на корпусе под штуцеры. Таким образом, дезургеры непосредственно встраиваются в трубопровод, не нарушая его конфигурацию. Они могут устанавливаться в любом положении.
Перед пуском в работу дезургер заполняют азотом. Давление газа должно составлять 70 % от давления жидкости в системе. После заполнения газовая полость герметично закрывается специальным клапаном.
Давление азота в баллоне не превышает 15 МПа. Если для дезургера нужно большее давление, то собирается специальная схема, состоящая из ручного насоса высокого давления, баллона с азотом и промежуточного аккумулятора. Последний в паре с насосом работает как мембранный компрессор (мембраной служит мешок), но с периодическим впуском и нагнетанием отсеченного объема газа в мешке в полость дезургера. Эти аккумуляторы выпускает фирма "Eaton".
Область применения акумуляторов и дезургеров по давлению ограничивается пределом сжимаемости газов. Кроме того, дезургеры сложны в изготовлении, трудно подобрать материал для эластичной трубы, обеспечивающей требуемую надежность и ресурс работы, особенно для агрессивных сред. Тем не менее, принцип работы дезургеров используется во многих современных стабилизаторах колебаний давлений как в газовых коммуникациях, так и в гидросистемах. В общем случае стабилизатор давления должен препятствовать распространению колебаний среды либо за счет механического воздействия на поток, вызывающего необратимые потери колебательной энергии, либо за счет упругоинерционного воздействия, приводящего к перераспределению энергии в спектре колебаний. В связи с этим все конструкции стабилизаторов давления базируются на двух принципах: локализации энергии источника колебаний на определенном участке системы или поглощении энергии источника колебаний. Стабилизаторы давления первого типа работают как акустические фильтры, препятствующие прохождению колебаний определенных частот от источника в трубопроводную систему. Эти частоты зависят от массы и упругости рабочей среды в элементах стабилизатора давления. В активных стабилизаторах давления энергия колебаний рассеивается за счет вязкого или внутреннего трения. Разделение стабилизаторов давления на указанные типы в известной мере условно, так как характер работы реального стабилизатора, как правило, включает в себя оба указанных принципа. Исходя из проведенного анализа существующих отечественных и зарубежных стабилизаторов, можно выделить несколько типов стабилизаторов давления. Фирмой "Pulsation Controls Corporation" (США) запатентовано устройство, показанное на рис.2.3 [44]. На перфорированном участке магистрального трубопровода 1 герметично закреплен корпус 2, образующий с этим участком трубопровода камеру 2, образующий с этим участком трубопровода камеру 3, заполненную упругими шариками 4, либо полыми податливыми капсулами с газом. Гашение колебаний давления производится за счет диссипации энергии на перфорации 5 и упругости самих капсул. Фирма "Phillips Petroleum Со" (США) предлагает устройство, показанное на рис.2.4 [45]. Перфорированный участок трубопровода 1 и корпус 2 образуют камеру 4. Эластичный элемент 3, расположенный между участком трубопровода и корпусом, делит камеру на две, герметичные относительно друг друга: газовую и жидкостную. Жидкостная камера через перфорацию в трубопроводе соединяется с внутренней полостью трубопровода, а газовая 4 (наддувная) камера - с источником газа. Гашение колебаний давления происходит за счет диссипации энергии на перфорации, податливости упругого разделительного элемента и сжатия газа в камере 4. Предложен аналогичный по принципу действия усиленный амортизатор для гидравлических систем (США) [46]. Для усиления упругого элемента и предохранения его от разрыва между упругим элементом и участком перфорированного трубопровода установлена пружина. Эта же пружина обеспечивает гарантированное сообщение рабочей среды между магистралью и рабочей полостью устройства, т.е. не позволяет упругому разделительному элементу закрывать отверстия. Гашение колебаний давления производится за счет диссипации энергии на перфорации, податливости упругого разделительного элемента и наддувной полости. Отличительным конструктивным признаком пневмостабилизатора является разделение с помощью упругой мембраны его внутренней полости на жидкостную и газовую. Один из вариантов конструкции представлен на рис. 2.5 [43]. Пневмостабилизатор состоит из металлического корпуса 2, в котором размещается участок трубопровода 6 с равномерно распределенной по длине перфорацией 3. Для разделения жидкой и газовой сред в пневмостабилизаторе служит гибкий элемент 5, который может перемещаться между внутренней поверхностью стенки корпуса 2 и наружной поверхностью стенки перфорированной трубы 6. Жидкостная полость пневмостабилизатора соединена посредством перфорации с основной гидромагистралью, а газовая -через штуцер 4 с аккумулятором давления газа.
Определение коэффициентов эквивалентного вязкого демпфирования
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, содержащий 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 CMVA30 (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 возможностью 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 комплект 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. 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 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.
Описание экспериментального стенда по исследованию эффективности стабилизаторов давления
На основе проведенных исследований и полученных результатов можно сделать следующие основные выводы:
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.
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.
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.
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.
