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

Приложение М
(справочное)

Жесткость вала и ресурс системы подшипников

М.1 Руководство по определению жесткости вала консольных насосов типа ОН2 и ОН3

М.1 содержит описание стандартного метода расчета коэффициента упругости вала консольного насоса. Если указано в 9.1.1.3 коэффициент упругости вала насоса должен рассчитываться поставщиком/изготовителем в соответствии с указаниями данного подраздела и приводиться в листе технических данных.

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 коэффициента упругости вала, которую можно использовать при оценке параметров жесткости, а также при сравнении жесткости валов различной конструкции.

Для вала с двумя диаметрами: - диаметром под уплотнительной втулкой и - диаметром между подшипниками согласно рисунку М.1 жесткость вала обратно пропорциональна характеристике, "коэффициент упругости вала" SFI или , расчет которой выполняется по формуле (М.1):

,

(М.1)

где - вылет консоли (центральная ось рабочего колеса по отношению к рядному подшипнику),

- расстояние между подшипниками.

В конструкциях роторов, типичных для насосов, с и , второй из вышеприведенных терминов обычно относится лишь к 20% общего значения , поэтому стандартной практикой является определение жесткости вала консольного насоса при помощи упрощенной формулы (М.2):

.

(М.2)

"Рисунок М.1 - Упрощенный ротор консольного насоса"

Упрощенный расчет по формуле (М.2) широко использовался в практике нефтепереработки в 1970-х и 1980-х годах для сравнительного анализа жесткости роторов консольных насосов и выбора коэффициента эксплуатационных затрат при расчете стоимости насосов, для которых составлял кратное число (обычно 1,2) от минимальной стоимости насосов, предназначенных для данного вида работ. Эта практика привела к разработке роторов с большей жесткостью, обеспечивающей большую межремонтную наработку насосов (MTBR), а в 1990-х позволила уменьшить протечки через уплотнения вала благодаря испарению летучих органических соединений (VOC). Поскольку данная оценка выполнялась для насосов узкого назначения, сравнение проводилось между насосами аналогичных размеров. Для разработки общего руководства по определению величины необходимо установить зависимость между и размером насоса.

Стойки для подшипников консольных насосов НПЗ разрабатываются по определенным типоразмерам. В связи с этим вал для каждой из них конструируется на основе определенного значения крутящего момента, массы рабочего колеса и радиальной нагрузки на крыльчатку (статической и динамической) со стороны максимального напора жидкости, на воздействие которого рассчитана стойка. Масса рабочего колеса является значимой величиной, поэтому необходимо, чтобы первая "сухая" частота вращения ротора составляла 120% от максимальной постоянной рабочей частоты вращения насоса по 6.9.1.2. В то же время отклонение торцевых поверхностей уплотнений по причине радиального давления не должно превышать 50 мкм (0,002 дюймов) согласно 6.9.1.3.

Действующие на вал нагрузки зависят от размера рабочего колеса и, следовательно, от напора, подачи и частоты вращения насоса. Это позволяет определить "размерный" коэффициент, , по формуле (М.3):

,

(М.3)

где Q - подача при ВЕР, соответствующем максимальному диаметру рабочего колеса;

Н - напор;

N - частота вращения.

Размерный коэффициент зависит от крутящего момента. График двойной логарифмической зависимости от для консольных насосов различных конструкций в диапазоне от 25 до 350000 кВт (35 - 500000 л.с), максимальное значение которого соответствует большим турбонасосам, показывает, что данные, относящиеся к насосам современных конструкций, укладываются в прямолинейную зависимость согласно рисункам М.2 и М.3. Линия наилучшего соответствия, начиная со стороны максимальных значений, также показана на графике.

"Рисунок М.2 - Зависимость коэффициента упругости консольных насосов от размерного фактора (в системе СИ)"

"Рисунок М.3 - Зависимость коэффициента упругости консольных насосов от размерного фактора (в системе USC)"

Линии наилучшего соответствия рассчитываются по формуле (М.4) для системы СИ и по формуле (М.5) для системы единиц USC:

,

(М.4)

.

(М.5)

Формулы (М.4) и (М.5) применимы относительно насосов для НПЗ, роторы которых, при предельных размерах каждой консоли, по имеющимся сведениям удовлетворяют требованиям по статическим отклонениям и динамическим параметрам роторов, установленным в настоящем стандарте при номинальной скорости до 3600 об/мин. Конструкции жидкостной стороны всех насосов с напорным патрубком диаметром 100 мм (4 дюйма) и более обычно имеют двойные спиральные камеры. В некоторых случаях указанные конструктивные параметры могут быть ограничены значением 3000 об/мин.

Рисунки М.2 и М.3 или формулы (М.4) и (М.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 более чем в 1,2 раза превышает расчетное или полученное по диаграмме значение, нуждается в обосновании своей целесообразности. Такое обоснование должно быть предоставлено поставщиком/изготовителем данного насоса.

М.2 Срок службы систем подшипников насосов типов ОН2, ОН3, ВВ1, ВВ2 и ВВ3

В М.2 представлен метод расчета срока службы систем подшипников. Если указано, должен быть представлен расчет срока службы системы подшипников по 6.10.1.6.

Срок службы системы подшипников (расчетный срок службы комплексной системы подшипников насоса) должен быть, как минимум, равен 25000 ч непрерывной эксплуатации при расчетных условиях и не менее чем 16000 часов работы при максимальной радиальной, осевой нагрузке и номинальной скорости. Данный раздел устанавливает указанные требования.

По 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 каждый из них по отдельности, имела расчетный минимальный срок эксплуатации 3 года. Это условие обычно выполняется, и данные большинства потребителей/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 решения следует искать в системе смазки.

Срок службы системы подшипников (расчетный срок службы комбинированной системы подшипников в насосе) должен быть не менее 25000 ч при непрерывной эксплуатации в номинальных условиях и не менее 16000 ч при максимально допустимых радиальных и аксиальных нагрузках и номинальной скорости. Номинальный срок службы системы вычисляют по формуле (М.6):

,

(М.6)

где - базовый расчетный срок службы подшипника А согласно ГОСТ 18855;

- базовый расчетный срок службы подшипника В согласно ГОСТ 18855;

- базовый расчетный срок службы подшипника N согласно ГОСТ 18855.

Пример 1 - Если в насосе имеются 2 подшипника с равным (а не близким) и срок службы системы подшипников составляет 25000 ч, срок службы системы подшипников составит примерно 37500 ч. Следует отметить, что поскольку роликовые подшипники изготавливаются по стандартным размерам, маловероятно, что какой-либо конкретный насос будет иметь расчетный срок службы , точно равняющийся 37500 ч для обоих подшипников системы.

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

Насосы типов ОН2, ОН3 и в меньшей степени, ВВ1, ВВ2 и ВВ3, не являются в полной мере "нетиповыми насосами", в том смысле, что не каждая их деталь изготовлена в соответствии с индивидуальными требованиями потребителя. Они в большей степени относятся к категории "проектных линий насосов", то есть насосов, "собираемых" поставщиком/изготовителем из готовых блоков в соответствии с требованиями данного настоящего стандарта и в рамках определенного диапазона рабочих условий, характерных для конкретной области применения. Это особенно справедливо в отношении ВВ-конструкций, характеризующихся роторами и спиральными камерами различных конструкций, встроенными в единый корпусной модуль с использованием различных конструкций подшипниковых гнезд и уплотнительных камер. Такие "сборные" насосы могут в дальнейшем модифицироваться в соответствии с требованиями потребителя/заказчика или конкретными условиями работы. В процессе конструирования (разработки товарной линейки) для таких насосов поставщик/изготовитель должен определять ряд внешних условий, в рамках которых он намеревается реализовывать данные "стандартные" насосы. Такие условия могут меняться в зависимости от опыта поставщика/изготовителя или диапазона рабочих условий, задаваемого потребителем/заказчиком. Этот выбранный диапазон может включать до 98% всех процессов нефтепереработки, для обслуживания которых предназначены реализуемые насосы, причем прогноз можно составить на десятилетний период.

После определения диапазона условий эксплуатации поставщик/изготовитель выбирает стойки подшипников нескольких размеров. Большинство поставщиков/изготовителей ограничиваются выбором 3 - 4 типоразмеров для указанных типов насосов. Затем поставщик/изготовитель сопоставляет выбранные стойки подшипников с имеющимися у него гидравлическими системами, или с теми системами гидравлики, которые он хотел бы использовать. Каждой стойке подшипников соответствует определенный набор систем гидравлики, обеспечивающих максимальные нагрузки на подшипник и стойку. Для применения выбранной гидросистемы необходимо, чтобы минимальный срок службы системы подшипников отвечал требованиям настоящего стандарта. Вместе с тем, существует вероятность того, что при некоторых рабочих условиях или параметрах (например, высоком давлении на линии всасывания, низкой рабочей скорости, размещении насосов за пределами предпочтительных или допустимых рабочих зон), насос не будет отвечать всем требованиям настоящего стандарта. При таких условиях у поставщика/изготовителя есть несколько возможностей достичь соответствие требованиям, а именно: изменение конструкции насоса, ограничение рабочего диапазона насоса, согласование с потребителем/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, однако это может привести к снижению нагрузки, не обеспечивающему оптимальной работы подшипников.

При всех прочих конфигурациях гидравлических систем нагрузки на подшипники снижаются. Расчет срока службы подшипника в зависимости от прикладываемой нагрузки, определяется по формуле (М.7), которая соответствует формуле (4), ГОСТ 18855:

,

(М.7)

где - расчетная динамическая нагрузка на подшипник;

- эквивалентная динамическая нагрузка;

X - коэффициент, равный 3 для шарикоподшипников и 10/3 для роликовых подшипников. Методы определения нагрузок на подшипники насосов приведены в стандартах Института гидравлики.

Анализируя формулу (М.6), можно заметить, что, для данного подшипника и при данной нагрузке десятипроцентное снижение приложенной нагрузки приводит к увеличению срока службы подшипника примерно на 37%. Это означает, что расчетный срок службы системы подшипников для всех насосов с данной подшипниковой консолью значительно превышает требования к сроку службы, устанавливаемые настоящим стандартом, который регламентирует данный параметр для конкретной консоли при условии использования гидравлической системы максимальной конфигурации. Далее, для консоли подшипников максимального размера срок службы системы также повышается, если диаметр рабочего колеса меньше максимального, если относительный вес мал или если давление на всасывании ниже того, которое наблюдается в граничном случае. Кроме того, поскольку выбраны подшипники минимальных размеров с номинальными значениями, превосходящими расчетные нагрузки, расчетный срок службы системы подшипников может значительно возрасти даже в случае использования больших гидравлических систем. Изложенные пояснения объясняют, почему соблюдение ранее установленному требованию к сроку службы отдельных подшипников (25000 часов наработки), не представляло проблемы.

Указано, что в насосах, соответствующих настоящему стандарту, используются роликовые подшипники большего размера и с гораздо более высоким номинальным значением динамической нагрузки. Использование роликовых подшипников ограничивается их размером и частотой вращения. В насосостроении установлено, что большие подшипники, работающие от двухполюсных приводов (при номиналах 3000 и 3600 об/мин) склонны к перегреву при работе, и их рабочая температура может превысить максимально допустимую температуру подшипников, установленную настоящим стандартом. В связи с этим все изготовители ограничивают размер радиально-упорных подшипников величинами 7315 - 7316 для двухполюсных двигателей. Это соответствует диаметрам валов 75 и 80 мм (2,95 и 3,15 дюймов), соответственно.

В то время как эксплуатационный перегрев отрицательно сказывается на сроке службы и состоянии смазки подшипников, наиболее проблемным моментом для легко нагруженных подшипников является проскальзывание шариков. Если поставщик/изготовитель насоса для каждого размера подшипниковой консоли (рамы) использует подшипники большего размера, необходимо, чтобы он выставил требование, состоящее в необходимости использования для каждой рамы такой гидравлической системы, которая обеспечила бы нагрузки, достаточные для минимизации проскальзывания шарика. Это обстоятельство приводит к необходимости введения дополнительных размеров подшипниковых консолей для обеспечения соответствия всем размерам насосов данной серии, что, в свою очередь, приведет к снижению объемов производства деталей, ухудшению их взаимозаменяемости и возможности обеспечить достаточные складские резервы.

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