Приложение K (справочное). Жесткость вала и ресурс системы подшипников

Приложение K
(справочное)

Жесткость вала и ресурс системы подшипников

K.1 Руководство по определению индекса жесткости вала консольных насосов типов ОН2 и ОН3

Подраздел K.1 содержит описание стандартного метода расчета индекса жесткости вала консольного насоса. Если оговорено в договоре (см. 9.1.1.3), то индекс жесткости вала насоса должен быть рассчитан поставщиком в соответствии с указаниями данного подраздела и указан в листе технических данных насоса.

Конструктивные и эксплуатационные требования к роторам консольных насосов установлены в нескольких разделах настоящего стандарта. Данный подраздел содержит перечень этих требований, а также стандартную методику расчета индекса жесткости вала, которую можно использовать при оценке параметров жесткости, а также при сравнении жесткости различных валов.

Для вала с двумя диаметрами: D ₁ - диаметром под уплотнительной втулкой и D ₂ - диаметром между подшипниками, согласно рисунку K.1 жесткость вала обратно пропорциональна характеристике, называемой "индекс жесткости вала", SFI или I _SF, расчет которой выполняется по формуле (K.1):

,

(K.1)

где L ₁ - вылет консоли (от центральной линии рабочего колеса, перпендикулярной его оси вращения, до переднего опорного подшипника);

L ₂ - расстояние между подшипниками.

В конструкциях роторов, типичных для насосов, применяемых в нефтепереработке, с D ₂ > D ₁ и L ₂ < L ₁, второе слагаемое в формуле (K.1) обычно дает лишь около 20 % от общего значения I _SF, поэтому обычной практикой является определение жесткости вала консольного насоса при помощи упрощенной формулы:

.

(K.2)

1 - упрощенный вал; 2 - радиальная нагрузка на рабочее колесо; 3 - прогиб вала; 4 - сторона вала под рабочим колесом; 5 - опора (подшипник); 6 - консоль; ^а - величина прогиба пропорциональна нагрузке, с коэффициентом:

Рисунок K.1 - Упрощенный ротор консольного насоса

Упрощенный расчет I _SF по формуле (K.2) широко использовался на практике для насосов для нефтепереработки в 1970-х и 80-х годах для сравнительного анализа жесткости роторов консольных насосов и выбора коэффициента эксплуатационных затрат при сравнении стоимости насосов разной конструкции. Коэффициент I _SF с некоторым весом (обычно 1,2) умножали на минимальную цену насосов, предназначенных для данного применения. Эта практика привела к разработке роторов с большей жесткостью, обеспечивающих большую межремонтную наработку (MTBR), а позднее, в 1990-х годах, позволила уменьшить протечки через торцевые уплотнения вала, особенно для летучих органических соединений (VOC). Поскольку такие сравнения выполнялись для насосов на конкретное применение, сравнивались насосы аналогичных размеров. Следовательно, для разработки общих рекомендаций для выбора величины I _SF необходимо установить общую зависимость между I _SF и размером насоса.

Кронштейны подшипников консольных насосов для нефтепереработки разрабатываются сериями типоразмеров. В связи с этим вал для каждого типоразмера кронштейна конструируется на основе определенного значения крутящего момента, массы рабочего колеса и радиальной нагрузки (статической и динамической), для максимальных размеров и рабочих параметров проточной части насоса, для работы с которой предназначен кронштейн. Масса рабочего колеса важна при проектировании ротора для выполнения требования, чтобы первая "сухая" критическая частота вращения ротора составляла  120 % от максимальной постоянной рабочей частоты вращения насоса (см. 6.9.1.2). Кроме того, необходимо выполнить требование, чтобы смещение рабочих поверхностей торцевых уплотнений из-за прогиба вала вследствие действия радиальных сил не превышало 50 мкм (0,002 дюйма) (см. 6.9.1.3).

Действующие на вал нагрузки зависят от размеров рабочего колеса, от напора, подачи и частоты вращения ротора насоса. Это позволяет определить "размерный" коэффициент K _t по формуле:

,

(K.3)

где Q - подача в точке максимального КПД (ВЕР), при максимальном диаметре рабочего колеса;

Н - напор;

N - частота вращения.

Этот размерный коэффициент имеет связь с крутящим моментом. График двойной логарифмической зависимости I _SF от K _t для консольных насосов различных конструкций в диапазоне от 25 до 35000 кВт (от 35 л.с. до 500000 л.с.), максимальные значения на котором соответствуют большим турбонасосам, показывает, что данные, относящиеся к насосам современных конструкций, укладываются в прямолинейную зависимость (см. рисунки K.2 и K.3). Линия аппроксимации начиная со стороны максимальных значений также показана на этом графике.

Линию аппроксимации рассчитывают по формуле (K.4) для системы СИ и по формуле (K.5) для системы единиц USC.

,

(K.4)

.

(K.5)

Формулы (K.4) и (K.5) применимы для насосов для нефтепереработки, роторы которых, при предельных размерах каждого кронштейна, по имеющимся сведениям, удовлетворяют требованиям по статическим прогибам и динамическим параметрам, установленным в настоящем стандарте, при номинальной частоте вращения ротора до 3600 об/мин. Конструкции проточных частей всех насосов с напорным патрубком диаметром 100 мм (4 дюйма) и более обычно имеют двойные спиральные отводы. В некоторых случаях указанные конструкции могут иметь ограничения по частоте вращения до 3000 об/мин.

Рисунки K.2 и K.3 или формулы (K.4) и (K.5) могут использоваться для выполнения предварительной оценки жесткости ротора консольного насоса конкретной конструкции или ряда насосов аналогичной конструкции, предназначенных для конкретной области применения. Конструкция консольного насоса, у которого I _SF превышает расчетное или полученное по диаграмме значение больше, чем в 1,2, нуждается в обосновании своей целесообразности. Такое обоснование должно быть предоставлено поставщиком.

K.2 Срок службы систем подшипников насосов классов ОН2, ОН3, ВВ1, ВВ2 и ВВ3

В подразделе K.2 представлен метод расчета срока службы систем подшипников. Если оговорено в договоре, то этот расчет должен быть предоставлен (см. 6.10.1.6).

Расчетный срок службы системы подшипников насоса должен составлять как минимум 25000 ч непрерывной эксплуатации при расчетных условиях и не менее чем 16000 ч работы при максимальной радиальной и осевой нагрузке и номинальной частоте вращения ротора. В данном подразделе приведено более подробное разъяснение этих требований.

Согласно требованиям настоящего стандарта насос должен быть рассчитан на 20-летний срок службы и на 3 года непрерывной эксплуатации. Таким образом, необходимо, чтобы вся система подшипников, а не только каждый из них по отдельности, имела расчетный минимальный срок эксплуатации 3 года. Это условие обычно выполняется, и данные большинства заказчиков свидетельствуют о том, что срок службы подшипников не является "узким местом", ограничивающим период эксплуатации насоса. Однако в случаях, когда ресурс подшипников представляет проблему, ее решение обычно следует искать в системе смазки.

Рисунок K.2 - Зависимость индекса жесткости вала консольных насосов от размерного фактора (в системе единиц СИ)

Рисунок K.3 - Зависимость индекса жесткости вала консольных насосов от размерного фактора (в системе единиц USC)

Международные стандарты требуют расчетный срок службы каждого отдельного подшипника L _10h не менее 25000 ч при непрерывной эксплуатации в номинальных условиях и не менее 16000 ч при максимально допустимых радиальных и аксиальных нагрузках и номинальной частоте вращения ротора. Номинальный срок службы системы L _10h,sys, вычисляют по формуле (K.6):

,

(K.6)

где L _10hA - базовый расчетный срок службы L _10h подшипника А согласно ГОСТ 18855 (ИСО 281);

L _10hB - базовый расчетный срок службы L _10h подшипника В согласно ГОСТ 18855 (ИСО 281);

L _10hN - базовый расчетный срок службы L _10h подшипника N согласно ГОСТ 18855 (ИСО 281).

Пример 1 - Если известно, что в насосе имеются два подшипника с равным расчетным сроком службы L _10h, а срок службы этой системы подшипников L _10h,sys составляет 25000 ч, тогда по формуле (K.6) можно определить, что срок службы каждого индивидуального подшипника L _10h должен составлять около 37500 ч. Следует отметить, что поскольку подшипники качения изготавливаются по стандартным размерам, маловероятно, что какой-либо конкретный насос будет иметь расчетный срок службы L _10h, точно равняющийся 37500 ч для обоих подшипников системы.

Пример 2 - Если один из двух подшипников системы имеет расчетный срок службы L _10h, равный 100000 ч (что встречается на практике), то для получения срока службы системы подшипников L _10h,sys = 25000 ч необходимо, чтобы расчетный срок службы L ₁₀ другого подшипника системы составлял лишь 25700 ч.

Насосы типов ОН2, ОН3 и в меньшей степени ВВ1, ВВ2 и ВВ3 не являются в полной мере "инжиниринговыми насосами", т.е. не каждая их деталь изготовлена уникальной по индивидуальным требованиям заказчика. Они в большей степени относятся к категории "проектных серий насосов", т.е. насосов, собираемых из серийных узлов и компонентов, заранее разработанных в соответствии с требованиями настоящего стандарта и в рамках определенного заданного диапазона рабочих условий, характерных для конкретной области применения. Это особенно справедливо в отношении двухопорных насосов (классы ВВ), у которых различные проточные части могут быть установлены в один и тот же корпус с несколькими стандартными вариантами исполнений уплотнительных камер и кронштейнов подшипников. Такие насосы, спроектированные по типу "сборного конструктора", могут в дальнейшем модифицироваться в соответствии с конкретными требованиями заказчика или конкретными условиями работы. При конструировании серии таких насосов поставщик должен определить для себя ряд внешних условий, в рамках которых он намеревается реализовывать данные серийные насосы. Такие условия могут меняться в зависимости от опыта поставщика или диапазона рабочих условий, задаваемых заказчиком. Этот заданный диапазон условий эксплуатации может быть выбран так, чтобы закрыть до 98 % всех применений в технологических процессах нефтепереработки, на которые такие насосы поставлялись за последние 10 лет.

После определения диапазона условий эксплуатации поставщик выбирает ряд типоразмеров кронштейнов подшипников. Большинство поставщиков ограничиваются выбором 3-4 типоразмеров кронштейнов подшипников для одной серии насосов. Затем поставщик сопоставляет выбранные типоразмеры кронштейнов подшипников с имеющимися у него проточными частями насосов (т. н. "гидравликами") или с теми гидравликами, которые он хотел бы использовать. Каждому кронштейну подшипников выбирается в соответствие определенный набор гидравлик. Из этого набора существует одна гидравлика, которая создает максимальную нагрузку на подшипники и кронштейн. Но для всего выбранного набора гидравлик необходимо, чтобы минимальный срок службы системы подшипников отвечал требованиям настоящего стандарта. Вместе с тем существует вероятность создания рабочих условий (например, высокое давление на приеме насоса, низкая рабочая частота вращения ротора, работа за пределами предпочтительных или допустимых рабочих зон), при которых насос не будет отвечать всем требованиям настоящего стандарта. При таких условиях у поставщика есть несколько возможностей обеспечить соответствие насоса всем требованиям, а именно: изменение конструкции насоса, ограничение рабочего диапазона насоса, согласование с заказчиком вопроса о некотором снижении срока службы системы подшипников с целью снижения стоимости системы или улучшения ее рабочих характеристик. Такие меры могут быть эффективными в случае, если рабочие условия предполагают значительный разброс значений нагрузок на подшипники, что не позволяет обеспечить оптимальную работу подшипников во всех режимах.

Для всех гидравлик выбранного набора, кроме гидравлики, создающей максимальную нагрузку, подшипники будут нагружены меньше. Расчет срока службы подшипника L _10h как функции приложенной нагрузки определяется по формуле (K.7), которая соответствует формуле (4) (ГОСТ 18855-2013):

,

(K.7)

где C _r - расчетная динамическая нагрузка на подшипник;

P _r - эквивалентная динамическая нагрузка;

X - коэффициент, равный 3 для шариковых подшипников и 10/3 для роликовых подшипников.

Методы определения нагрузок на подшипники насосов приведены в стандартах Гидравлического Института.

Анализируя формулу (K.6), можно заметить, что для данного подшипника при заданной нагрузке 16 % снижение приложенной нагрузки приводит к увеличению срока службы подшипника примерно на 37 %. Это означает, что расчетный срок службы системы подшипников для всей серии насосов с данным типоразмером кронштейна подшипников значительно превысит требования к сроку службы, установленные настоящим стандартом, поскольку этот кронштейн был рассчитан на максимальные нагрузки, создаваемые лишь одной гидравликой из этой серии, с максимальными параметрами. Далее, для кронштейна подшипников, рассчитанного на максимальную нагрузку, срок службы системы подшипников также повышается, если уменьшается диаметр рабочего колеса, если плотность перекачиваемой среды уменьшается или если давление на всасывании ниже максимального значения, на которое была рассчитана система подшипников. Кроме того, поскольку система подшипников всегда выбирается с запасом по несущей способности исходя из максимальной расчетной нагрузки, расчетный срок службы еще возрастает. Вышеизложенное объясняет, почему соблюдение исторически установленного требования к сроку службы отдельных подшипников (L _10h = 25000 ч наработки) не представляло проблемы, когда требовалось обеспечить общий срок службы всей системы подшипников L _10h,sys также 25000 ч.

Отмечается, что в насосах, соответствующих настоящему стандарту, обычно используются подшипники большего размера и с существенно более высокой несущей способностью, чем в насосах общепромышленного применения. Применение подшипников качения ограничивается их размером и частотой вращения. На практике установлено, что с увеличением размера подшипники качения, работающие в насосах с двухполюсными электродвигателями (на частотах вращения ротора 3000 и 3600 об/мин), склонны к перегреву, и их рабочая температура может превысить максимальную допустимую согласно настоящему стандарту. В связи с этим поставщики обычно ограничивают размер подшипников качения с угловым контактом типоразмерами 7315 или 7316 при работе насоса с двухполюсными электродвигателями. Это соответствует диаметрам валов 75 и 80 мм, соответственно.

В то время, как перегрев при высоких нагрузках отрицательно сказывается на сроке службы и состоянии смазки подшипников, наиболее проблемным моментом для малонагруженных подшипников является проскальзывание шариков. Если поставщик насоса для каждого типоразмера кронштейна подшипников использует переразмеренные подшипники, необходимо, чтобы он выставил ограничение по минимальным нагрузкам, достаточным для минимизации проскальзывания шариков. Это обстоятельство приводит к необходимости введения дополнительных типоразмеров кронштейнов подшипников, что снижает серийность изготовления и взаимозаменяемость деталей.

Проблема обеспечения срока службы системы подшипников является эксплуатационным ограничением для насосов "типовой" конструкции.