Вибрации трубопроводов. Причины колебаний трубопроводов. Собственные частоты колебаний трубопроводов. Экспериментальные исследования колебаний трубопроводов нагнетательных установок, страница 26

а - по методу «граничной частоты»; б - по методу «плоских волн»;
a -  поглощение, %

По методу граничной частоты полное и неприрывное гашение пульсаций давления начинается с частоты 10 Гц и выше. B то же время расчет, выполненный по теории плоских волн, показал, что гашение начинается примерно с 8 Гц и имеет три полосы пропускания при частоте соответственно 25, 50-65 и 85 Гц.

7.12.  Снижение вибраций насосных установок

Работа поршневых насосов сопровождается колебаниями трубопроводов, в особенности присоединенных к мощным нагнетательным установкам. Колебания трубопроводов приводят к нарушению технологического процесса, снижению производительности нагнетательных установок и сопровождаются материальными затратами при эксплуатации. Например, значительные средства затрачиваготся на восстановление термоизоляции трубопроводов и аппаратуры, разрушающихся вследствие вибраций.

Исследования вибраций дают основание считать, что главной причиной их возникновения является пульсирующий поток жидкости. Колебания самих насосов в большинстве случаев не превышают допустимых (рис. 7.33). Кроме того, при наличии волн давления в трубопроводе могут возникнуть условия резонанса.

Явление резонанса в нагнетательном трубопроводе существенно увеличивает  расход потребляемой мощности. Это объясняется образованием стоячей волны, при которой отраженная волна вызывает  увеличение ммгновенного давления на выходе из ццилиндра в  момент выброса жидкости в трубопровод. Возникающая неравномерная работа клапанов сопровождается усиленным их износом, что приводит к частым ремонтам.

Наиболее эффективная борьба с вибрациями трубопровода нагнетательных установок - гашение пульсаций жидкости у источника их возникновения, т.е. непосредственно у насосов.

Уменьшение амплитуды пульсаций давления жидкости в трубопроводе также достигается применением объемных аккумуляторов и воздушных колпаков. С увеличением числа нагнетательных цилиндров абсолютная величина амплитуды пульсаций давления соответственно снижается

Рис. 7.33. Осциллограммы вибраций корпуса насоса и трубопровода

а - колебания насоса; б - колебания трубопровода; A = 2,3 мм

Известно, что за период хода поршня подача насоса изменяется неравномерно, является функцией времени и связана со скоростью движения поршня. Для насоса простого действия она может быть представлена в виде

,

где     F_пор - площадь поршня;  v_пор - скорость поршня, м/с.

Если поршень имеет привод от шатунно-кривошипного мeхaнизма, можно приближенно считать

,

где         ω – угловая скорость вращения; r – радиус кривошипа ωt - угол поворота кривошипа за время  t  от начала хода поршня.

Действительная подача насоса меняется по закону синуса.

                                             .                                  (7.47)

Таким образом, работа насоса осуществляется отдельными импульсами, что и вызывает большое изменение давления, когда в трубопроводе проходят значительные массы жидкости. Чтобы воздушный колпак возможно полнее выравнивал давление в трубопроводе, в нем должен быть заключен определенный объем сжатого воздуха.

Рассчет основных размеров воздушных колпаков производится по величине наибольшей степени неравномерности пульсаций давления.

При работе насоса, в результате перемещений уровня жидкости, в воздушном колпаке происходят расширение и сжатие воздуха и изменение давления от Р_mах до Р_min. Это изменение характеризует степень неравномерности.

Степень неравномерности

,

где     Р_max  и  P_min – максимальное и минимальное давления в колпаке в течение одного оборота насоса;  Р_cр - среднее давление за тот же период, причем

.

Объем сжатого воздуха в воздушном колпаке определяется по формуле

                                                                             (7.48)

где     S - ход поршня. Величины β  и  ψ  приведены в табл. 7.4.

Таблица 7.4

Значения  β  и  ψ  для различных типов насосов