Содержание к диссертации
Введение
1. Результаты исследований в области гидродинамики и технологической вибрации насосных агрегатов и в смежных с ней областях ...
1.1.Анализ исследований по изучению параметров потока в рабочем колесе центробежного насоса 17
1.2. Анализ исследований, посвященных пульсациям давления в центробежных насосах 32
1.3. Проявление гидродинамической вибрации у насосов магистральных нефтепроводов 44
Выводы по 1 главе 53
2. Расчет гидравлических потерь энергии в элементах проточной части центробежных насосов на основе квазиодномерных моделей течения 54
2.1. Снижение напора насоса от инерционного движения жидкости в его рабочем колесе 56
2.2. Потери энергии от взаимодействия различных видов движения жидкости в рабочем колесе насоса 64
2.3. Динамические потери энергии в отводах центробежных насосов 69
2.3.1. Потери напора от контакта потока с кромкой языка спирали отвода 84
2.3.2. Потери напора от расширения потока в отводе 86
2.4. Потери напора от вязкостного течения жидкости в пристенной области проточной части насоса 88
2.5. Расчет напора центробежных насосов 105
Выводы по 2 главе 106
3. Гидродинамическая модель и метод расчета квазитрехмерного течения в межлопастном канале рабочего колеса центробежного насоса 108
3.1. Геометрическая модель проточной части центробежного насоса 108
3.2. Модель периодически-квазитрехмерного потока в межлопастных каналах . 113
3.3. Модель и метод расчета квазитрехмерного течения в межлопастном канале рабочего колеса центробежного насоса 121
3.4. Расчет распределения скоростей и давлений по обводам проточной части рабочего колеса центробежного насоса 142
Выводы по 3 главе 155
4. Разработка физико-математической модели гидродинамической вибрации в насосах центробежного типа 157
4.1. Разработка физической модели гидродинамической вибрации в насосах центробежного типа 157
4.2. Определение сил, вызывающих вибрацию, при рассмотрении гидродинамических процессов в центробежных насосах с позиции квазиодномерной модели течения жидкости 163
4.2.1. Определение силового взаимодействия потока жидкости при входе в колесо с лопастями рабочего колеса центробежного насоса 165
4.2.2. Определение силового взаимодействия потока жидкости с лопастями шнека при входе потока в шнек шнеко-центробежного насоса 166
4.2.3. Определение взаимодействия между транзитным и инерционным движениями 174
4.3. Определение сил, вызывающих вибрацию, при рассмотрении гидродинамических процессов в центробежных насосах с позиции квазитрехмерной модели течения жидкости 184
4.4. Математическая модель гидродинамической вибрации центробежных насосов при недогрузке их по подаче 186
Выводы по 4 главе 189
5. Экспериментальные исследования вибрации гидродинамического происхождения 190
5.1. Экспериментальная проверка зависимостей для определения параметров технологической вибрации центробежных насосов 190
5.2. Экспериментальная проверка расчетных зависимостей для определения параметров технологической вибрации центробежных насосов 204
Выводы по 5 главе 213
6. Определение влияния геометрических характеристик проточной части центробежных насосов на всасывающую способность насосов 215
6.1. Анализ существующих исследований в области всасывающей способности центробежных насосов 215
6.2. Определение обобщающего параметра, характеризующего кавитационные свойства центробежных насосов 228
6.3. Расчет навигационного параметра центробежных насосов 236
6.3.1. Зона автомодепьности кавитационных процессов 237
6.3.2. Переходная зона от автомоделъности к частной автомодельности кавитационных процессов 239
6.3.3. Зона частной автомоделъности кавитационных процессов 241
6.4. Определение влияния параметров управления вибрацией на всасывающую способность центробежных насосов 244
Выводы по 6 главе 254
7. Снижение вибрации гидродинамического происхождения у насосно-силовых агрегатов 255
7.1. Снижение технологической вибрации у центробежных насосов 255
7.1.1.Методика определения требуемых значений параметров управления вибрацией, обеспечивающих насосам необходимый уровень вибрации 267
7.2. Снижение технологической вибрации у шнеко-центробежных насосов 269
7.3. Практическая реализация работы 272
Выводы по 7 главе 273
Общие выводы по выполненным исследованиям 274
Литература 276
Приложения 297
- Анализ исследований, посвященных пульсациям давления в центробежных насосах
- Потери энергии от взаимодействия различных видов движения жидкости в рабочем колесе насоса
- Модель и метод расчета квазитрехмерного течения в межлопастном канале рабочего колеса центробежного насоса
- Определение силового взаимодействия потока жидкости с лопастями шнека при входе потока в шнек шнеко-центробежного насоса
Введение к работе
Центробежные насосы относятся к числу наиболее распространенных гидравлических машин, Они используются во многих областях техники и практически во всех отраслях экономики. Особо велика их роль в нефтяной промышленности, в частности, в трубопроводном транспорте, где с их помощью производится доставка потребителям нефти и продуктов ее переработки. Такое положение центробежных насосных агрегатов предъявляет повышенные требования к их надежности и экономичности.
Надежность насосов, как любых машин и механизмов, определяется целым рядом факторов.
Во-первых, она зависит от совершенства конструкции и, соответственно, полноты адаптации ее к условиям работы машин. Во-вторых, определяется качеством заводского изготовления. И, наконец, зависит от условий эксплуатации насосов.
Повышение надежности насосных агрегатов за счет учета первых двух групп факторов находит свое достаточно успешное решение в машиностроительных организациях — конструкторских бюро и на заводах. Однако степень успешности упомянутых решений в значительной мере зависит от того, насколько создаваемые насосы способны адаптироваться к возможным изменениям режимов работы, происходящим в условиях их эксплуатации достаточно часто. От отмеченного существенно зависит не только эксплуатационная надежность насосных агрегатов, но и экономичность их работы,
К числу факторов, наиболее неблагоприятно сказывающихся на надежности насосных агрегатов, относится повышенная вибрация. Об этом, в частности, свидетельствуют данные, приведенные в работах [87, 132]. В первой из них приводятся результаты обследования 32 площадок насосных станций со
108 насосами типа НМ 10000-210. Согласно этим данным на долю отказов центробежных насосов по причине повышенной вибрации приходится 38-45 % всех отказов. Эта информация подтверждается данными [132]; при этом отмечается, что более, чем в 90% случаев выходу машин из строя предшествует резкое повышение их уровня вибрации.
Таким образом, значительная часть вынужденных простоев насосного оборудования так или иначе является следствием его работы с повышенной вибрацией.
Вибрация насосных агрегатов может вызываться различными причинами. В основном это причины либо механического и электротехнического плана, либо гидродинамического происхождения.
Причины механического и электротехнического свойства хорошо известны. Они обычно заключаются в неисправностях механической части агрегатов или проистекают из особенностей работы электрических двигателей, приводящих насосы. Известность конкретных причин данных видов вибрации позволяет бороться с ними достаточно успешно. В этих областях существуют отработанные приемы, которые уже стали стандартными.
Иначе обстоит с вибрацией гидродинамического или технологического происхождения, которая на настоящий момент изучена еще недостаточно [64, 146, 191].
Появление технологической вибрации регистрируется либо при изменении режима работы насоса, либо при возникновении возмущения потока в прилегающих к насосу трубопроводах.
Наиболее сильное возмущение потока в трубопроводах происходит при гидроударах. Гидроудары вызываются в основном плановыми, технологическими и аварийными остановками отдельных насосных агрегатов или перекачивающих станций в целом. При этом, согласно многочисленным опытным данным, на входе отключаемой (полностью или частично) станции может возникать скачок давления, достигающий 1.5-2,0 МПа .
По результатам статистического анализа [190] более 20% аварий происходит по причине повышенного давления в трубопроводах. Существующие средства гашения ударной волны в значительной степени снижают интенсивный рост давления на входе отключаемых насосных станций и тем самым практически обеспечивают ликвидацию негативных последствий от отключения агрегатов. Эта возможность реализуется в полной мере при правильной настройке систем сглаживания волн давления (ССВД). Выбор настройки ССВД зависит от конкретных условий работы станций и агрегатов, их технических характеристик и прилегающих к насосам и станциям трубопроводов, а также от сочетания всех отмеченных факторов.
Зарождение вибрации в самих центробежных насосах, согласно многочисленным исследованиям, к которым относятся, в частности, работы [20, 60, 61, 132, 175, 176], наблюдается при подачах заметно меньших или больших оптимальной подачи насоса. При этом происходит сильное динамическое воздействие на гидравлическую часть насосов, которое воспринимается механической частью и передается на подшипниковые узлы и фундаменты агрегатов.
Технологическая вибрация сопровождается разрушением подшипников, смещением и биением валов, увеличением вибрации строительных конструкций и примыкающих к насосам трубопроводов. В наиболее тяжелых случаях имеет место разрушение рабочих колес и отводов, разрушение улиток крупных насосов и обвязывающих насосы трубопроводов [29, 58, 80, 155, 192].
Кроме отмеченного, на основе ряда публикаций [55,58] можно сделать заключение об интенсификации гидроабразивного износа проточной части насосов под воздействием технологической вибрации, что влечет за собой снижение кавитационных характеристик и к.п.д. насосов и, в итоге, ухудшение экономических характеристик средств перекачки.
Крайними последствиями от гидродинамической вибрации насосов являются не только материальные потери от разрушения оборудования и
временного прекращения транспорта перекачиваемой жидкости, но и значительный ущерб окружающей природе от разлива экологически агрессивных жидкостей из разрушенного оборудования и трубопроводов.
Немалый вред повышенная вибрация оборудования наносит и обслуживающему персоналу насосных станций, поскольку, как показывает практика, при возникновении вибрации она может в несколько раз превышать допустимые значения, предусматриваемые санитарно-гигиеническими нормами.
Достаточно тяжелые последствия от вибрации гидродинамического происхождения требуют дальнейшего более глубокого изучения ее природы.
Особенно остро потребность в таком изучении возникла в трубопроводном транспорте нефти, где в связи с сокращением объемов добычи нефти мощное высокопроизводительное оборудование вынужденно эксплуатируется с недогрузкой по производительности и от этого хронически испытывает вибрацию гидродинамической природы. Согласно данным [11,17, 132, 133] можно заключить, что в конце девяностых — начале двухтысячных годов насосы нефтеперекачивающих станций, расположенных в Европейской части страны, эксплуатируются в оптимальном режиме не более» 40% их рабочего времени, остальное время — в режиме двойной недогрузки по подаче. В результате в 64 % измерений уровня вибрации, выполненных в частности на насосах НМ, регистрируется превышение допустимого уровня вибрации.
Гидродинамические процессы в проточной части центробежных, и в целом лопастных, насосов давно являются предметом исследований, начиная с Л.ЭЙлера. В этой области известны работы Башта Г.М., Грянко Л.П., Зимницкого В.А., Иванюшина В.А., Карелина В.Я., Касьянова В.М., Ломакина А.А., Наконечного Л.П., Овсянникова Б.В., Повх И.Л., Руднева С.С, Черкасского В.М., а также большого количества других исследователей.
Природа гидродинамических процессов в центробежных насосах магистральных нефтепроводов, в частности, вибрации гидродинамического
происхождения исследовалась Бражником В.П., Козобковым А.А., Колпаковым Л.Г., Куценко В.А., Писаревским В.М., Чернышевым Э.А., Шильманом А.Х. и другими.
Целью работы является создание расчетных моделей гидродинамической вибрации центробежных насосов и решение на этой основе крупной народно-хозяйственной проблемы — разработать способы снижения вибрации гидродинамического происхождения в центробежных насосах магистральных нефтепроводов, недогруженных по подаче.
Основные задачи исследований:
- исследовать влияние гидродинамических процессов в проточной части
центробежных насосов на их энергетические характеристики;
создать физическую модель гидродинамической вибрации центробежных и шнеко-центробежных насосов;
разработать математическую модель гидродинамической вибрации в насосах центробежного и шнеко-центробежного типов;
провести проверку полученной физико-математической модели гидродинамической вибрации центробежных и шнеко-центробежных насосов путем сопоставления результатов расчета с опытными данными соискателя и с экспериментальными данными других исследователей;
на основе созданной модели разработать технические решения по снижению вибрации гидродинамического происхождения в центробежных и в шнеко-центробежных насосах, работающих с недогрузкой по подаче;
выполнить апробацию разработанных технических решений на опытных данных, в том числе полученных в промышленных условиях на насосной станции магистрального нефтепровода.
Анализ исследований, посвященных пульсациям давления в центробежных насосах
Как отмечалось выше, одной из непосредственных причин технологической вибрации центробежных насосов могут быть пульсации давления в проточной части гидравлических машин. Эти пульсации способны восприниматься элементами проточной части колеса насоса и передаваться на ротор, подшипниковые узлы и далее на весь агрегат. Поэтому представляет интерес рассмотрение работ, посвященных исследованию пульсаций давления в центробежных насосах. Работы этого направления преимущественно экспериментальные. В части из них делаются попытки обобщения экспериментального материала с получением соответствующих эмпирических зависимостей.
К числу работ эмпирического характера относится работа [154]. В ней излагаются результаты опытов по измерению пульсаций потока во всасывающем и отводном каналах центробежного насоса. При этом задача ограничивалась полной фотографией и описанием всего спектра пульсаций, возникающих при различных режимах работы насоса. Основные параметры исследуемых насосов приведены в табл. 1.1.
Все рассматриваемые насосы - одноступенчатые, консольные, с безлопаточным диффузором.
Пульсации давления рабочей среды измерялись с помощью тензометрических датчиков с рабочим диапазоном частот / = 0-н2000Гц. Датчики устанавливались непосредственно перед входом в колесо и в отводе. Запись пульсаций давления производилась осциллографами Н-102.
Исследователям удалось установить, несмотря на сложный вид осциллограмм, нестабильность амплитуд и периодов отдельных всплесков и достаточно регулярный характер колебаний. При этом отмечалось наличие принципиальной возможности определения связи между частотой пульсаций, конструктивными параметрами насоса и его режимом работы.
В результате исследований были получены осциллограммы пульсаций давления для различных подач. На осциллограммах просматриваются различные типы пульсаций, отличающихся частотой колебаний.
Датчиком на выходе отвода при повышенных подачах фиксировались колебания с частотой, близкой f2= fj Z/ , где fj = п/60, a Z ] - число лопастей. Датчик перед колесом при пониженных подачах фиксировал низкочастотные колебания. Их частота кратна /}. При различных подачах амплитуда колебаний различна. На рис. 1.3 представлены зависимости некоторых составляющих спектра частот пульсаций давления от расхода для насоса №1. Для других насосов кривые аналогичны, кроме амплитуд пульсаций давления на выходе, которые при уменьшении подачи так же, как и при увеличении, возрастают, но в меньшей мере.
Анализ уровня безразмерной амплитуды пульсаций с частотой следования лопастей (ez —Az І\р-щ) где Аг - амплитуда пульсации давления; р - плотность перекачиваемой жидкости; гі2 - окружная составляющая абсолютной скорости потока жидкости на выходе из рабочего колеса), проведенный для различных насосов, показал, что амплитуда пульсаций уменьшается с увеличением z.
Из рис. 1.3 также следует, что при уменьшении подачи интенсивность пульсаций в потоке значительно возрастает. Это явление в работе [154] объясняется наличием в потоке дополнительных источников возмущений, среди которых выделяют циркуляционные противотоки, охватывающие область рабочего колеса и другие процессы.
Результаты приведенных в [154] экспериментальных исследований позволяют сделать, помимо ранее отмеченных частных выводов, общий вывод, что технологическая вибрация насосов может вызываться в основном нестационарными процессами, имеющими место на входе в колесо, на его выходе и в отводе насоса.
В работе [60] по результатам экспериментальных исследований колебаний давления в центробежном насосе получены формулы для определения размаха колебаний давления на выходе из нагнетательного патрубка в зависимости от параметров и режима работы насоса. Объектом исследований являлся одноступенчатый консольный насос с безлопаточным диффузором и спиральной отводящей улиткой. Эксперименты проводились для воды с серией рабочих колес насоса, отличающихся параметрами проточной части. В процессе исследований варьировались: число лопастей рабочего колеса z , угол выхода лопастей $, форма межлопастного канала, скорость вращения колеса, гидравлические режимы работы насоса.
Запись колебаний давления производилась шлейфовым осциллографом К-105 в комплекте с те изометрическим усилителем ТА-5. В качестве датчиков давления использовались мембранные тензодатчики.
Процесс пульсации давления осциллографировался в пределах всей Q-H характеристики насоса на установившихся режимах.
Потери энергии от взаимодействия различных видов движения жидкости в рабочем колесе насоса
Рассмотрение в работе только гидравлических потерь энергии обусловлено исследуемой проблемой — вибрация гидродинамического происхождения может быть вызвана только динамическими процессами, с которыми в равной степени связаны и гидравлические потери энергии. Таким образом, исследуя гидравлические потери энергии в насосах можно установить конкретные причины, вызывающие вибрацию насосных агрегатов.
Анализ опубликованных работ по оценке гидравлических потерь энергии в центробежных насосах показывает, что большинство исследователей [45, 59, 71, 142, 174 и др.] ограничивается рассмотрением квазиодномерной модели течения жидкости и потерь энергии в проточной части насосов на основе системы уравнений, включающей уравнение неразрывности, уравнение Бернулли и уравнение, отражающее закон изменения момента количества движения. При этом они выделяют следующие виды гидравлических потерь энергии: - потери напора от взаимодействия различных направлений движения жидкости в рабочем колесе; - потери напора от взаимодействия потока жидкости с ограничивающими его элементами отвода насоса при входе жидкости в отвод и перемещении ее в этом элементе проточной части насоса; - потери напора от внутреннего трения жидкости и трения жидкости об элементы проточной части насоса или, по современной воззрениям, -потери напора от отрывных течений и обратных токов. Кроме перечисленного, исследователями отмечается, что в центробежных насосах имеют место гидродинамические явления, приводящие к снижению напора насосов без потери потоком энергии в целом. Эти гидродинамические процессы являются следствием воздействия на поток сил инерции, возникающих при вращении рабочего колеса.
В данной главе приводится анализ существующих аналитических выражений для расчета выше перечисленных разновидностей снижения напора центробежных насосов. И в первую очередь зависимостей для определения потерь энергии в насосах. Эти аналитические выражения основаны на обобщении известных опытных данных и позволяют в квазиодномерном приближении оценить долю каждой разновидности потерь энергии в насосах в общем балансе энергетических потерь. По результатам такой оценки можно установить конкретные причины, вызывающие вибрацию гидродинамического происхождения.
В рамках выполненного анализа была разработана более совершенная методика расчета потерь напора в центробежных насосах, отличающаяся от существующих и также базирующихся на квазиодномерной модели течения методик, расширенной и углубленной физической базой и повышенной точностью.
Гидравлические потери энергии и вибрация гидродинамического происхождения есть по своей сути явления энергетические и взаимосвязанные. Носителем всех гидродинамических процессов, происходящих в насосах, является жидкость, через нее и обеспечивается энергетическая подпитка этих процессов. Энергия к самой жидкости поступает только из одного источника — от двигателя насоса. Поскольку в физическом мире повсеместно действует известный закон — «действие равно противодействию» или «любое действие порождает противодействие», - то подвод к жидкости энергии от двигателя неминуемо порождает ответную реакцию в виде инерционного сопротивления жидкости ее вращению в межлопастных каналах рабочего колеса. Таким образом, объективно существует только два исходных источника энергии, дающих жизнь всем гидродинамическим процессам в проточной части насоса.
Это энергия приводящего насос двигателя и энергия инерционного вращения жидкости в межлопастных каналах рабочего колеса.
Исходя из этого, очевидного, факта, лежащего в основе всех видов гидравлических потерь энергии в насосах и объединяющего их одной общей энергетической базой, проводился анализ существующих расчетных зависимостей и выполнялось их усовершенствование.
Исследователи гидродинамических процессов в центробежных насосах, относят снижение напора насоса от воздействия на транзитное движение движения инерционного к наиболее существенным. По этой причине его исследованию исторически было уделено большое внимание. В рамках решаемой задачи данной составляющей снижения напора уделяется особое внимание с целью выделения ее в самостоятельное энергетическое явление. Особая роль ее состоит в том, что с одной стороны она снижает напор, с другой не представляет собой энергетические потери. Количественное определение этой составляющей позволит найти действительные потери энергии в насосе посредством вычитания ее, совместно с фактическим напором насоса, из теоретического напора, определяемого по уравнению Л Эйлера.
Наибольших успехов в исследовании рассматриваемой составляющей снижения напора насоса добились такие известные исследователи, как К.Пфлейдерер [142] и Стодола [59].
Модель и метод расчета квазитрехмерного течения в межлопастном канале рабочего колеса центробежного насоса
Исходными данными для квазитрехмерного гидродинамического расчета являются параметры на входе в насос (давление вх ), характеристики рабочего тела (плотность р и динамическая вязкость // жидкости), а также режимные параметры (объемный расход Q и частота вращения ротора п насоса ). При решении поставленной задачи были приняты следующие условия: 1. Массовый расход в пределах каждого элемента проточной части, в том числе рабочего колеса, центробежного насоса постоянен. Изменения расхода, связанные с утечками, протечками или отборами жидкости по тракту насоса учитываются в контрольных сечениях, расположенных между выделенными элементами. 2. Перестройка течения при обтекании всасывающей и напорной кромок происходит в фиксированных контрольных сечениях на фиксированных координатных линиях, соответствующих входу и выходу рабочего колеса. 3. Потери в элементах проточной части насоса учитываются энергетическим способом. При этом в рамках полного расчета загромождение проточной части вязким пристенным слоем учитывается дополнительным коэффициентом загромождения где S = Sj - толщина вытеснения пограничного слоя; ря - лопастной угол. До начала расчета потока в патрубках и в лопастных решетках необходимо произвести математическое описание области течения, на границах которой задаются граничные условия для расчетных уравнений. Это означает: 1) определить размеры меридионального контура проточной части, представляющего собой сечение проточной части центробежного насоса плоскостью (z г); 2) задать распределение лопастных углов рабочего колеса в контрольных сечениях. Меридиональный контур включает в себя входное устройство (криволинейный патрубок от выходного сечения всасывающего патрубка до всасывающей кромки лопастей рабочего колеса), рабочее колесо и безлопаточный диффузор. Все геометрические размеры, необходимые для полного описания меридионального контура принимаются по рабочим чертежам насоса. Описание меридионального контура состоит из описания сечений периферийного (по переднему диску рабочего колеса) и втулочного (по основному диску колеса), а также входного сечения во входное устройство, всасывающей и напорной кромок рабочего колеса и выходного сечения, Периферийное и втулочное сечения меридионального контура строятся по единому алгоритму.
Входное сечение, напорная кромка лопастей рабочего колеса, а также выходное сечение в рассматриваемой области течения представляют собой отрезки прямых. Распределение лопастных углов рабочего колеса Д. задается в табличном виде парами значений «координата-значение угла». После конкретизации ситуации перейдем к непосредственному решению поставленной в данном разделе задачи, то есть к разработке расчетной модели квазитрехмерного течения жидкости в межлопастных каналах рабочего колеса центробежного насоса. Вначале рассмотрим стационарное течение жидкости в произвольном неподвижном криволинейном канале (рис. 3.8). Система уравнений в естественных координатах для данных условий будет выглядеть следующим образом: - уравнение равновесия жидкой частицы в проекциях на нормаль к линии тока [160] Уравнение равновесия в естественных координатах имеет простой вид, однако сами естественные координаты не удобны для выполнения практических расчетов, так как уточняются в процессе вычислений. Более удобными являются криволинейные координаты, образующие так называемую полуфиксированную сетку, состоящую их двух семейств криволинейных координатных линий [71, 156, 160, 177 и др.]. Первое семейство подвижных координатных линий (ПКЛ) S совпадает с расчетными линиями тока в данной итерации. Они пересчитываются заново в каждой итерации. Другое семейство неподвижных фиксированных координатных линий (ФКЛ) L выбирается таким образом, чтобы они проходили через начальное сечение (сечение 0-0 на рис.3.1), входную или всасывающую кромку лопасти рабочего колеса (сечение 1-1 на рис.3.1) и выходную или напорную кромку лопасти рабочего колеса (сечение 2-2 на рис.3.1), а также через выходное сечение безлопаточного диффузора (сечение 3-3 на рис.3.1). Они не пересчитываются от итерации к итерации. Между этими опорными сечениями, совпадающими с фиксированными координатными линиями, будем размещать заданное количество TV промежуточных фиксированных координатных линий. Их границы на периферийном и втулочном сечениях меридионального контура выбираются из того условия, что они расположены равномерно по длине соответствующего сечения на расстоянии AS = - , где S - длина вдоль линии тока соответствующего элемента периферийного или втулочного сечений (элемента входного устройства, рабочего колеса или безлопаточного диффузора). Для безлопаточного канала все фиксированные координатные линии представляют собой отрезки, соединяющие соответствующие границы каждой ФКЛ на периферийном и втулочном сечениях участка меридионального контура. С учетом того, что при дифференцировании вдоль координатной прямой (рис. 3.9)
Определение силового взаимодействия потока жидкости с лопастями шнека при входе потока в шнек шнеко-центробежного насоса
В соответствии с выводами, полученными в предшествующих разделах работы, вибрационные процессы гидродинамического происхождения регистрируются на входе и выходе рабочих колес насосов при отклонении их режимов работы от оптимального соответственно в область пониженных и повышенных подач. Таким образом, рассматриваемые процессы тесно связаны с рабочими колесами насосов.
Данное обстоятельство позволяет предположить, что источники наблюдаемых вибраций находятся в рабочих колесах и связаны с протекающими в них гидродинамическими процессами. Высказанное предположение имеет под собой определенные основания. Одно из них заключается в следующем.
При понижении подачи насосов, как это отмечалось в ранее проанализированных работах, происходит достаточно интенсивный выброс части жидкости из рабочих колес в область, непосредственно примыкающую к их входной области. Это явление при определенных условиях способно вызывать вибрацию насосных агрегатов.
При отклонении подачи насоса от ее оптимального значения в большую сторону, исходя все из тех же ранее проанализированных источников, выброс жидкости из входной части рабочих колес практически прекращается, но имеет место другое похожее гидродинамическое явление — рассогласование потоков на выходе рабочих колес с отводами насосов. Такое рассогласование также может иметь своим последствием повышенную вибрацию насосов.
Выброс жидкости из колеса на его входе и последующая вибрация насоса формируются в рабочем колесе; поле скоростей потока на выходе колеса и последующее рассогласование потока с отводом, а затем и вибрация насоса, также формируются в рабочем колесе. Отсюда напрашивается вывод о том, что оба вида рассматриваемых вибрационных процессов своим источником имеют гидродинамические процессы, происходящие в рабочих колесах насосов.
Следующий довод в пользу высказанного предположения состоит в том, что при понижении подачи насосов вибрация протекает с лопастной частотой, а при повышении — с лопаточной. И в той и другой частоте основной составляющей является частота, определяемая количеством лопастей в рабочих колесах насосов. То есть и в плане частотных характеристик наблюдаемые вибрационные процессы связаны с рабочими колесами.
Таким образом, с достаточным основанием можно утверждать, что рассматриваемые вибрации имеют один общий источник; этот источник находится в рабочих колесах насосов и определяется гидродинамическими процессами в данных колесах.
Настоящая работа посвящена исследованию гидродинамической вибрации центробежных насосов при их работе с пониженной подачей в связи с особой актуальностью исследований в данной области для трубопроводного транспорта нефти.
По отмеченной причине дальнейшее изложение касается только рассмотрения вибрации у насосов, работающих с пониженной подачей.
Любая вибрация, в том числе и гидродинамического происхождения, представляет собой колебательный процесс. Этот процесс протекает с поглощением энергии и в значительной мере определяется, с одной стороны, величиной силы, возбуждающей колебание, с другой стороны -характеристиками элементов системы, участвующей в колебательном процессе, а именно упругими и демпфирующими свойствами элементов системы.
Поскольку в основе вибрационных явлений лежат колебательные процессы, то силы, вызывающие вибрацию должны быть как минимум не постоянными по величине, а периодическими и циклически изменяющимися. Такие силы могут создаваться многими гидродинамическими процессами, происходящими в проточной части насосов. К ним можно отнести, в частности, кавитационные явления и отрывное обтекание потоком жидкости лопастей рабочего колеса насоса.
Кавитационные явления и вызываемые ими автоколебания давления в проточной части центробежных насосов, и в особенности в их рабочих колесах, присутствуют в тех или иных масштабах практически на всех режимах работы машин [29,30]. Многочисленные исследования в этой области [39, 40, 41, 51, 88, 129, 130, 131, 184 и др.] показали, что частота кавитационных автоколебаний давления существенно зависит от давления на входе в насос, от протяженности всасывающего трубопровода и от производительности насоса.
Наблюдаемые на практике вибрационные процессы у центробежных насосов, недогруженных по подаче, имеют вполне определенные параметры. Они характеризуются постоянством частоты вибрации независимо от места установки насоса, то есть независимо от длины всасывающего трубопровода. Кроме того, частота вибраций у них не изменяется со сменой режима работы насосного агрегата, а значит не зависит от давления на их входе и от степени загрузки насосов по подаче. Помимо отмеченного следует добавить, что частота вибраций у насосов сильно отличается по величине от частоты кавитационных автоколебаний давления. Таким образом, кавитационные явления не могут быть источником исследуемой вибрации.
Отрывное обтекание потоком жидкости лопастей рабочих колес насосов на том же основании нельзя признать возможным источником изучаемой гидродинамической вибрации. Об этом говорят многочисленные исследования в области обтекания потоком профиля отдельных пластин или лопастей и решеток лопастей, что отвечает рассматриваемому случаю с центробежными насосами [19, 52, 134 и др.]. В отмеченных работах говорится, что частота пульсаций давления, вызванных отрывным обтеканием решеток лопастей, существенно зависит от расхода среды через решетку и угла атаки потоком лопастей, то есть применительно к исследуемому явлению - от расхода жидкости через насос. В действительности же частота вибрации гидродинамического происхождения у недогруженных по подаче центробежных насосов не зависит от их производительности.
Совокупность приведенных выше рассуждений приводит к следующему выводу - для достижения поставленной в работе цели необходимо решить следующие задачи: - определить силы гидродинамического происхождения, способные вызвать вибрацию у центробежных насосов, недогруженных по подаче; - найти физические факторы, придающие силам гидродинамического происхождения периодический характер с четко выраженной и устойчивой частотной составляющей, соответствующей лопастной частоте насосов; - выявить взаимосвязь между силами, вызывающими вибрацию, и параметрами вибрации насосных агрегатов.
