Бесплатный автореферат и диссертация по наукам о земле на тему

Моделирование вибросостояния и прогнозирование остаточного ресурса электродвигателей магистральных насосных агрегатов

ВАК РФ 25.00.19, Строительство и эксплуатация нефтегазоводов, баз и хранилищ

Автореферат диссертации по теме "Моделирование вибросостояния и прогнозирование остаточного ресурса электродвигателей магистральных насосных агрегатов"

УДК 622.692.4

004610331

На правах рукописи

Белкин Алексей Павлович

МОДЕЛИРОВАНИЕ ВИБРОСОСТОЯНИЯ И ПРОГНОЗИРОВАНИЕ ОСТАТОЧНОГО РЕСУРСА ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ МАГИСТРАЛЬНЫХ НАСОСНЫХ

АГРЕГАТОВ

Специальность 25.00.19 - Строительство и эксплуатация

нефтегазопроводов, баз и хранилищ

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Уфа 2010

004610331

Работа выполнена в Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Тюменский государственный архитектурно-строительный университет».

Научный руководитель - доктор технических наук, профессор

Степанов Олег Андреевич

Официальные оппоненты: - доктор технических наук, профессор

Бажайкин Станислав Георгиевич

- кандидат технических наук, профессор Бахмат Геннадий Викторович

Ведущая организация - ОАО «Сибнефтепровод»

Защита диссертации состоится «18» июня 2010 г. в II30 на заседании диссертационного совета Д 222.002.01 при Государственном унитарном предприятии «Институт проблем транспорта энергоресурсов» (ГУЛ «ИПТЭР») по адресу: 450055, г. Уфа, пр. Октября, 144/3.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ГУЛ «ИПТЭР».

Автореферат разослан «18» мая 2010 года.

Ученый секретарь диссертационного совета доктор технических наук

Л. П. Худякова

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы

Проблемы повышения надежности, безопасности и эффективности эксплуатации магистральных насосных агрегатов (МНА) тесно связаны с задачами обновления основных производственных фондов и снижения затрат на проведение ремонтно-восстановительных мероприятий. Значительное повышение стоимости ремонтно-технического обслуживания, запасных частей, монтажных и аварийно-восстановительных работ в условиях дефицита средств диктуют необходимость разработки и внедрения новых способов технического обслуживания. В этих условиях резко возрастает необходимость в научных разработках, направленных на решение задач, связанных с совершенствованием методов и средств диагностирования технического состояния нефтеперекачивающего оборудования.

Обновление парка нефтеперекачивающего оборудования на предприятиях Западной Сибири происходит медленными темпами, и в настоящее время эксплуатируемые МНА имеют широкий разброс по времени общей наработки -от сотен до сотен тысяч часов. Предельная выработка моторесурса приводит к существенному изменению параметров МНА, и при этом общепринятые методики оценки технического состояния оборудования дают значительную погрешность. Поэтому представляет практический интерес моделирование и изучение динамики «старения», т.е. определение тенденций изменения эксплуатационных характеристик МНА в процессе выработки ресурса. Учет подобных динамических характеристик позволит внести соответствующие коррективы в расчетные методики и в определенной степени оптимизировать эксплуатационные параметры МНА с предельно выработанным моторесурсом.

Известно, что одним из основных параметров, позволяющих оценивать техническое состояние МНА, является вибрация. Следовательно, изучение закономерностей параметров вибрации в зависимости от технического состояния элементов МНА является первостепенной задачей при разработке и совершенствовании методов оценки технического состояния технологического

оборудования нефтеперекачивающих станций (НПС).

В диссертации автором представлены результаты моделирования и экспериментального исследования вибрационного состояния МНА. На первом этапе автором были собраны экспериментальные данные по вибросостоянию МНА (влияние дисбаланса, радиальных зазоров в подшипниках скольжения, наработки, режимов эксплуатации), затем разрабатывались математические модели вибросостояния электродвигателя, проводилась проверка полученных моделей в производственных условиях, и совершенствовались методы оценки остаточного ресурса по параметрам вибрации и износа.

Целью диссертационной работы является совершенствование методов оценки остаточного ресурса и моделирования вибрационного состояния электродвигателей магистральных насосных агрегатов, позволяющих повысить надежность, эффективность и безопасность эксплуатации МНА.

Основные задачи исследований

• повышение достоверности оценки технического состояния электродвигателей МНА на основе анализа статистических данных и вибрационных исследований;

• разработка моделей вибросостояния электродвигателя МНА при изменении радиальных зазоров в подшипниках скольжения и дисбалансе ротора;

• разработка методики прогнозирования остаточного ресурса электродвигателей МНА по параметрам вибрации и износа.

Методы исследований. Решение поставленных задач осуществлено путем теоретических и экспериментальных исследований в промышленных и лабораторных условиях. Для исследований использовались статистические данные и информация, полученная с помощью стандартных средств и методов измерений в условиях эксплуатации. Задачи исследований решались с применением аналитического и численного методов решений дифференциальных уравнений, теории сопротивления материалов, механики, динамики и статистических методов. Математическое моделирование

выполнялось в специализированных системах компьютерных вычислений: PASCAL, DELPHI.

Научная новизна

• получена зависимость для расчета коэффициента жесткости подшипника скольжения, учитывающая влияние масляного слоя и контактное взаимодействие цапфы ротора с подшипником;

• получена зависимость для расчета коэффициента демпфирования смазочного слоя в подшипнике скольжения, характеризующая потери на трение в смазочном слое;

• разработаны модели вибросостояния электродвигателя серии СТДП, позволяющие раскрыть зависимости условий возникновения вибрации в опорных узлах;

• разработана методика прогнозирования остаточного ресурса узлов оборудования, позволяющая оценить техническое состояние электродвигателя серии СТДП по параметрам вибрации и износа.

Основные защищаемые положения. Модели вибросостояния электродвигателя серии СТДП магистрального насосного агрегата при увеличенных радиальных зазорах в подшипниках скольжения и дисбалансе ротора. Метод прогнозирования остаточного ресурса подшипников скольжения и оборудования, длительно эксплуатируемых НПС по параметрам вибрации и износа на примере электродвигателей серии СТДП.

Практическая ценность работы заключается в том, что результаты проведенных автором исследований, разработанные модели вибросостояния электродвигателя МНА, методы оценки и прогнозирования остаточного ресурса частично реализованы на НПС ОАО «Сибнефтепровод» и направлены в развитие РД-75.200.00-КТН-178-09 «Положение о диагностировании, порядке технического освидетельствования и продления срока службы энергоустановок нефтеперекачивающих станций магистральных нефтепроводов».

Результаты работы могут быть использованы при создании комплексной модели вибрационного состояния магистрального насосного агрегата,

позволяющей проводить оценку технического состояния и разрабатывать научные основы управления вибрацией различного происхождения.

Апробация работы

Основные положения и результаты исследований докладывались на:

• научно-технической конференции молодежи ОАО «Гипротрубопровод» (Москва, 2009 г.);

• всероссийской научно-технической конференции студентов, аспирантов и молодых ученых «Проблемы теплоэнергетики» (Челябинск, 2008; 2009 гг.);

• всероссийской научно-практической конференции «Актуальные проблемы строительства, экологии и энергосбережения в условиях Западной Сибири» (Тюмень, 2008; 2009 гг.);

• всероссийской научно-практической конференции и выставке студентов, аспирантов и молодых ученых «Энерго- и ресурсосбережение. Нетрадиционные и возобновляемые источники энергии» (Екатеринбург, 2008г.).

Публикации

По материалам диссертации опубликовано 8 работ, в том числе 2 статьи в реферируемых изданиях по списку ВАК.

Структура и объем работы

Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, основных выводов и трех приложений; содержит 132 страницы машинописного текста, в том числе б таблиц, 34 рисунка и список использованной литературы из 120 наименований.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность диссертационной работы, сформулированы цель и основные задачи, научная новизна и практическая ценность результатов проведенных исследований.

В первой главе дан анализ опыта, условий и сроков эксплуатации

магистральных насосных агрегатов длительно эксплуатируемых НПС ОАО «Сибнефтепровод». На основании собранных автором экспериментальных данных рассмотрены основные неисправности, причины и следствия отказов магистральных насосных агрегатов.

Проведен анализ отечественных и зарубежных публикаций, посвященных различным аспектам эксплуатационной надежности насосных агрегатов и силового оборудования, среди которых следует выделить работы:

A. М. Акбердина, С. Г. Бажайкина, А. В. Баркова, Н. А. Барковой,

B. Л. Березина, А. К. Галлямова, М. Д. Генкина, А. С. Гольдина, А. Г. Гумерова, Р. С. Гумерова, Р. С. Зайнуллина, Л. Г. Колпакова, Р. А. Коллакота, Г.А. Ланчакова, В. Ф. Новоселова, С. И. Перевощикова, В. А. Русова, П. И. Тугунова, Е. В. Урьева, А. М. Шаммазова, А. Р. Ширмана, Э. М. Ясина, J.T. Broch, R. F. Collacoff и др.

Рассмотрены факторы, влияющие на надежность, эффективность и безопасность эксплуатации насосного оборудования длительно эксплуатируемых НПС. При непосредственном участии автора совместно со специалистами ОАО «Сибнефтепровод» проведены исследования вибрационного состояния более 160 магистральных насосных агрегатов, и выполнен анализ собранной информации, по результатам которого установлены основные факторы, влияющие на ухудшение вибрационного состояния, и построена схема причинно-следственных связей отказов МНА.

Установлено, что в последнее время наметилась тенденция к развитию так называемого модального анализа, т.е. расчета характеристик собственных колебаний конструкции на основе построения математической модели всего механизма или его узлов. Сопоставление теоретических и экспериментальных спектров агрегата, безусловно, упростит трактовку последних, но теория этого метода развита в настоящее время недостаточно, что затрудняет его практическое применение.

Следовательно, создание теоретических основ управления вибрацией и моделей вибросостояния МНА, зависящих от технического состояния узлов

оборудования, является первостепенной задачей при разработке и совершенствовании методов вибродиагностики и позволит установить зависимости между параметрами вибрации, износа, напора, КПД и других эксплуатационных характеристик МНА. Данная работа посвящена созданию моделей вибросостояния электродвигателей МНА, позволяющих раскрыть зависимости возникновения вибрации в опорных подшипниках скольжения, установить зависимость вибраций от износа и оценить их остаточный ресурс.

Во второй главе автором исследована вибрация электродвигателей МНА, вызванная дисбалансом ротора и увеличенными зазорами в подшипниках скольжения. Упругие корпусные колебания возникают под действием сил трения скольжения, неравномерности распределения масс относительно оси вращения, нарушения жесткости, нарушение режима эксплуатации и т.п.

На основании проведенного анализа в качестве структурного параметра в диссертационной работе автором выбран зазор в подшипниковых узлах. Необходимость выбора указанного параметра обусловлена тем, что с увеличением зазоров повышается общий дисбаланс ротора, скорость изнашивания в местах контакта цапфы с вкладышем подшипника и т.п. При оценке влияния изменения зазора в подшипниках скольжения на харакгер протекания вибрационных процессов работающего оборудования автор исходил из следующих соображений: под действием центробежной силы от дисбаланса происходит так называемое «всплытие» ротора, при этом центр опорной шейки вала описывает окружность, радиус которой равен зазору или превышает его на величину деформации опоры. Следовательно, с увеличением зазора можно ожидать возрастание общего дисбаланса ротора, что соответствующим образом отражается на регистрируемых параметрах вибросигнала. Это означает, что необходимо рассматривать общий дисбаланс, который будет зависеть от степени неуравновешенности ротора и зазора в подшипниках скольжения, а общая возмущающая сила состоит из сил инерции и возмущающей:

Р = т'-г-оз1 ±т-е-о)2, (1)

где т' - величина дисбаланса, кг, г - радиус дисбаланса, м, со - угловая скорость ротора, 1/с, т - масса ротора, кг, е — эксцентриситет ротора относительно оси подшипника, м.

Установлено, что наиболее значимым дефектом в образовании вибрации подшипниковых узлов является увеличенный радиальный зазор и дисбаланс. Следовательно, существует необходимость их диагностического контроля во время всего жизненного цикла МНА.

Для исследования динамических свойств электродвигателей МНА автором составлена из соединенных связями деформируемых тел механическая модель. Описание модели выполнено в виде системы дифференциальных уравнений с использованием методов механики, динамики, сопротивления материалов и гидродинамики.

Колебания, возникающие в подшипниковых узлах, рассматривались как вынужденные колебания простой линейной системы, представляющей собою ротор весом (7, пружину с жесткостью 5 и демпфер с коэффициентом демпфирования р. Движение ротора определялось изменением одной координаты ъ.

Уравнение движения (вибрации), представляет собой математическое выражение второго закона Ньютона.

В диссертационной работе автором первоначально был рассмотрен частный случай вынужденных колебаний, при котором внешняя сила является косинусоидальной величиной, и колебания происходят в среде с сопротивлением:

Я = 0,5-(?-созйй, (2)

где СО = л/п/60 - частота колебаний, зависящая от скорости вращения вала ротора, с"1; О - вес ротора, Н.

¿' + 2Ьг + е>^ = —собсй (3)

т

где к = р/2т - коэффициент затухания, характеризующий вязкие свойства среды, Н/(м-с-кг); а] = Б/т - частота собственных колебаний системы;

9

5 - коэффициент жесткости подшипника, Н/м; г - виброперемещение, м; 2 - виброскорость, м/с иг- виброускорение м/с2.

Решение уравнения (3) представлено суммой общего и частного решений:

г = Ахеь соэСей + %) + гх(*), (4)

где А1 - начальная амплитуда, м; <ра - начальная фаза.

Колебания называются вынужденными при начальных условиях:

ъ\ = го, ¿, = 0 при 1=0 (5)

Частное решение найдено методом неопределенных

коэффициентов.

При этом вид частного решения определен известной зависимостью:

г,=£>2- С08йй + -03-Бшсй, (6)

где коэффициенты Б2 и 03 представляют вибросмещения в вертикальном и горизонтальном направлениях и определяются следующими зависимостями:

V

А = ------

2 , 2 Ак2а2 , (7)

(о)с -со )-—2-г

А =

со -со; Я-2к-Ш

3 т-(32-со2с)2+Ак2Ш2- <8>

Для определения коэффициента жесткости в линейной модели подшипник скольжения представлен в виде симметричной балки, опирающейся на неподвижные шарнирные опоры, и определен по формулам сопротивления материалов:

_ 48£-/

(9)

где / = /12 - момент инерции сечения балки на изгиб, м4\ Е - модуль упругости материала балки, Н/м2-, г - радиус втулки подшипника скольжения, м; ф - угол между концами заделки балки, рад.

Таким образом, в диссертационной работе рассмотрены вынужденные

колебания линейной системы при действующих на нее упругих силах, пропорциональных смещению. Однако необходимо отметить, что в общем случае действующие на подшипники скольжения упругие силы пропорциональны степенной функции смещения. Другими словами, для получения более точных результатов, подшипник скольжения необходимо рассматривать как нелинейную систему.

Для определения жесткости подшипника скольжения в нелинейной подстановке автором предложено использовать зависимость, полученную на основании анализа литературных источников и обработки экспериментальных данных:

Р = Б1-г + 82-2^2, (10)

где Р — сила, действующая на систему, Н\ — коэффициент жесткости масляной пленки и вкладыша подшипника скольжения на изгиб, Н/м\ 82 - коэффициент жесткости подшипника скольжения при упругом ударе, Н/ми.

Коэффициент жесткости масляной пленки и вкладыша подшипника скольжения на изгиб определяется экспериментально и зависит от величины зазора в подшипнике скольжения, свойств смазочного масла, материала соприкасающихся поверхностей.

Коэффициент жесткости при контактном взаимодействии может быть определен экспериментально или по общеизвестным формулам сопротивления материалов.

Колебания ротора в подшипнике скольжения выражены нелинейным дифференциальным уравнением:

+ + Д •z + F(z) = iгlcos(B/, (11)

[0, 2~2кр

где п / у , £ = /л¡2т - коэффициент затухания,

1А(*-*„) >

характеризующий вязкие свойства масла; Д=5,//?г - приведенный коэффициент жесткости масляной пленки и вкладыша подшипника скольжения

11

на изгиб; Д, = ^2/т - приведенный коэффициент жесткости подшипника

скольжения при контактном взаимодействии.

Решение уравнения (11) найдено приближенно, методом трапеций. Для получения критериев подобия в дифференциальном уравнении выполнен ряд математических подстановок и замен: З = 2я/Т; / = Г • Г ; Ь0=Ях-Тг\

2 = Ц>-У\ 2к-т = 2-к1; со2=РхТ2 и V (г) = ^ (г).

А*

Согласно введенным заменам уравнение (11) приведено в безразмерном

виде:

—Р + Л, — + + [/(г) = соб(2ТГ ■ т) с/г

■¿Г

где

о

О,

г < г

пРи г>2*р'

(12) (13)

Преобразование к зависимости (13) Щх) осуществлено следующим образом:

О, у<г"

[О, ¿„

£/(г) =

--1 Л.У>г,

А*

Ь. А,

—1

„г 1 г г =>^00=

(14)

В уравнение (14) введена замена и0 = —/?2 (4 )2, в результате чего:

0,

г '

(15)

(^[^-ЛрТ'^ЛР ' " А) Выполнив ряд вышеприведенных преобразований и замен, автором получено нелинейное дифференциальное уравнение II -го порядка:

£l+ki±+ahy + U(y) = cos(2^-r). (16)

ат ат

Для нахождения решения дифференциальное уравнение П-го порядка бьшо приведено к системе уравнений 1-го порядка:

= V(t), U(y))

ат

dy ■ W

.dr

Для решения системы интегральных уравнений создана программа на языке Pascal в среде программирования Delphi. Расчеты показывают, что относительная погрешность нахождения неизвестной величины в уравнении составили е = 10"") обеспечивающая при 7 итерациях для каждого Vt, yt.

Для расчета коэффициента затухания ц, входящего в формулы (3 и 11), характеризующего вязкие свойства масла, автором работы предложена зависимость (18), полученная на основании обобщения и анализа трудов О. И. Богданова, В. А. Воскресенского, В. Н. Константинеску, М. В. Коровчинского, С. А. Чернавского.

„ /' с-'-ы

где /' - коэффициент трения во всем смазочном слое; / - длина подшипника по образующей, л<; Фэф - относительный рабочий зазор в подшипнике; ft3ф - коэффициент динамической вязкости смазки, Н-с/м2.

Таким образом, автором получены расчетные зависимости (10), (11) и (18), позволяющие проводить анализ диссипативных процессов в насосном оборудовании с целью определения вибрационных характеристик, износа элементов оборудования и его отказов.

В таблице 1 и таблице 2 представлены исходные данные и результаты расчетов несущей способности, коэффициентов вязкости р и жесткости подшипника скольжения электродвигателя СТДП-8000, входящих в линейное

(6) и нелинейное дифференциальное уравнение (11) соответственно. Угол охвата подшипника принят 360° при принудительной подаче смазки под давлением.

На рисунке 1 и рисунке 2 представлены результаты моделирования вибрационного состояния подшипниковой опоры электродвигателя типа СТДП-8000 с применением линейного (6) и нелинейного дифференциального уравнения (11) соответственно.

Таблица 1 - Исходные данные и результаты расчетов несущей способности,

коэффициентов вязкости и жесткости подшипника скольжения

Радиальный зазор, б, мм. Р„(рот.), Н Кобщ(рОТ.), н Несущая способность, £ /Фэф Коэффициент вязкого сопротивления, 2* Жесткость подшипника,

0,45 11141,35 33311,9 0,4501 7,5198 6,7696 3052584991

0,5 22282,7 22282,9 0,5557 7,15274 7,9496 3041451154

0,55 33424,04 33424,3 0,6724 6,747 9,0734 3030356639

0,6 44565,39 44615,4 0,8002 6,3026 10,086 3019301305

0,65 55706,74 56020,7 0,9391 5,8196 10,931 3008285009

180мм; / = 270мм; цэф = 0,0191 Н*с/м"; Ррш-= 22170,6Н

—б - 0,45 мм —б - 0,5 мм -б - 0,55 мм

—8-0,6 мм -б-0,65 мм -6-0,7 мм

Рисунок 1 - Результаты моделирования вибрационного состояния подшипниковой опоры электродвигателя СТДП-8000

Таблица 2 - Исходные данные и результаты расчетов несущей способности,

коэффициентов вязкости и жесткости подшипника скольжения

Радиальный зазор, б, мм. Р„(рот.), Н И^щСрот.) Н Несущая способность, ц^-М-т /Фэф Коэффициент вязкого сопротивления, 2-И Жесткость масляной пленки, £,,Н/м Жесткость контактного взаимодействия 52,Н/Мм

0,45 11141,35 33311,9 0,4501 7,5198 6,7696 98596 33417273976

0,55 33424,04 33424,3 0,6724 6,747 9,0734 98596 33407940989

0,65 55706,74 56020,7 0,9391 5,8196 10,931 98596 33398595010

0,75 77989,44 78011,2 1,2503 4,7376 11,847 98596 33389236012

с1= 180мм; / = 270 мм; цЭф = 0,0191 Н*с/м3; Ррот = 22170,6 Н

/1

//

А /

(1 V ллМНгу/ 0 \У)/ /п 0,03 0,(1^/

—6-0,45 —8-0,55 —6-0,65 -8-0,75

Рисунок 2 - Результаты моделирования вибрационного состояния подшипниковой опоры электродвигателя СТДП-8000

В третьей главе представлена методика экспериментальных исследований вибрационного состояния магистральных насосных агрегатов, которые проводились в эксплуатационных условиях на различных нефтеперекачивающих станциях ОАО «Сибнефтепровод». Для экспериментов выбраны насосные агрегаты НМ 10000-210 с электродвигателем СТДП-8000.

15

Исследование вибрационного состояния оборудования было разделено на несколько этапов: предварительные исследования, исследование причин вибрации на работающем агрегате, исследование остановленного агрегата, обработка результатов исследования. В некоторых случаях, в целях подтверждения достоверности диагностирования, проводилась разборка оборудования для проверки технического состояния подшипников, уплотнений, ротора и т.п.

Для измерения вибрации и балансировки роторов в собственных опорах использовался прибор С81 2120 в комплекте со стандартным магнитным пьезоэлектрическим вибропреобразователем.

На основании изучения литературных источников, собранных и обработанных экспериментальных данных автором определены и представлены вибрационные частоты проявления основных неисправностей магистральных насосных агрегатов, приведены формы и спектры вибрационных сигналов соответствующие конкретной неисправности.

По результатам измерения вибрации строились тренды изменения среднего квадратического значения виброскорости по общему уровню и на частотах проявления основных неисправностей в зависимости от времени наработки.

Опытный материал, представленный на рисунках 3-5, использовался для проверки разработанных автором моделей вибросостояния электродвигателей МНА, устанавливающих функциональную связь между технологическими дефектами и спектральными характеристиками вибрации.

Проверка состояла в нанесении на общее координатное поле опытных значений виброскорости и соответствующих ей по дисбалансу расчетных значений силы вибрации Р, а также радиального зазора 5 в подшипнике скольжения с последующим выявлением наличия между V, Б и 5 функциональных взаимосвязей.

При снятии вибрационных характеристик с магистральных насосных агрегатов регистрировалось время наработки от последнего проведенного капитального ремонта и вибродиагностического обследования.

16

0,4 0,5 0,6 0,7 0,8

2530 Время наработки оборудования, ч а Экспериментальные данные

-Линейная модель

—Нелинейная модель

Рисунок 3 - Результаты сравнения теоретических и экспериментальных

данных при изменении радиального зазора в подшипнике скольжения

0 5000 10000 15000 20000

420 Время наработки оборудования, ч а Экспериментальные данные

-Линейная модель

-Нелинейная модель

Рисунок 4 - Результаты сравнения теоретических и экспериментальных

данных при дисбалансе ротора и радиальном зазоре в подшипнике 0,4 мм

б

7630

А

3

А

А 2080

Ж, Я

2

0

5000

10000

15000

20000

1010 Время наработки оборудования, ч а Экспериментальные данные

-Линейная модель

—Нелинейная модель

Рисунок 5 - Результаты сравнения теоретических и экспериментальных данных при дисбалансе ротора и радиальном зазоре в подшипнике 0,6 мм

Представленные результаты сравнения теоретических и экспериментальных данных свидетельствуют об удовлетворительном отражении реальных вибрационных процессов полученными расчетными зависимостями. Достоверность нелинейной модели дисбаланса для радиального зазора 5 = 0,4 мм составляет 93 %, а для 5 = 0,6 мм - 91 %. Абсолютное отклонение радиальных зазоров, замеренных с помощью щупа при ремонте и вибродиагностической аппаратуры, дает разницу Д = 0,03...0,04 мм., что достаточно для практической оценки технического состояния подшипников скольжения и дисбаланса ротора электродвигателей МНА.

В четвертой главе автором рассмотрены и сопоставлены существующие подходы к прогнозированию остаточного ресурса магистральных насосных агрегатов по параметрам вибрации с использованием элементарных функций: линейных, экспоненциальных и степенных.

Предложена методика прогнозирования остаточного ресурса узлов и

электродвигателей МНА по параметрам вибрации и износа с применением графоаналитического метода, использованием результатов инспекционных обследований и моделирования вибрационного состояния. Для оборудования, состояние которого описывается совокупностью диагностируемых параметров, прогнозирование необходимо производить по каждому параметру. Момент наступления предельного состояния должен определяться по времени достижения его всей совокупностью параметров. Если же неисправность описывается несколькими независимыми параметрами, и техническое состояние определяется по наибольшему из них, то прогноз необходимо проводить по каждому из параметров, а предельное состояние определять по достижению его одним из прогнозируемых параметров.

Автором предлагается дополнить методику прогнозирования остаточного ресурса МНА изложенную в РД 153-39.4Р-124-02 нижеследующим.

Для прогноза использовать линейную аппроксимацию, в которой параметр ос, определяется методом наименьших квадратов:

у = а0 + а,-Г. (19)

Для минимизации ошибок при прогнозировании, особенно при долгосрочном прогнозе и большом числе измерений, в предысторию, когда функция приобретает черты наследования, необходимо периодически проводить уточнение прогноза по последним 3-^5 измерениям.

Перед прогнозированием по предыстории необходимо проводить сглаживание параметров по формулам экспоненциального сглаживания:

(20)

где Х| сгл и X; - сглаженный и не сглаженный параметры Ьго замера; у - постоянная сглаживания, принимаемая в пределах 0,1-Ю,3; X (М)сгл_ сглаженный параметр предыдущего замера.

Время остаточного ресурса оборудования рекомендуется определять графически точкой пересечения линии предельного состояния с верхней доверительной границей прогнозного значения.

Также при прогнозировании необходимо учитывать доверительные границы результатов измерений и доверительные границы отклонения прогноза остаточного ресурса определяемые по уравнениям, представленным в РД 153-39.4Р-124-02.

На рисунке 6 представлено сравнение рассмотренных функций с моделью прогноза выполненной с помощью линейной регрессии с предварительным сглаживанием параметров и уточнением угла наклона кривой по последним 5-ти замерам.

0 2000 4000 6000 8000 10000 12000 14000 16000 А Экспериментальные данные вибрации

-Методика рекомендуемая РД 153-39.4Р-124-02

-Линейная функция прогноза

-Методика с уточнением угла наклона

-Степенная функция прогноза

-Экспоненциальная функция прогноза

• Фактический уровень вибрации — - Предельный уровень вибрации

-Доверительные границы результатов измерений

-Доверительные границы отклонения прогноза

Рисунок 6 - Сравнение методик прогнозирования остаточного ресурса

электродвигателя по вибрационным параметрам

1 -период приработки; II - период нормального износа; III - период повышенного износа; У„ - уровень вибрации при нормальной работе агрегата.

На рисунке 6 представлен тренд изменения общего уровня вибрации в горизонтальном направлении электродвигателя СТДП-8000, эксплуатируемого на ЛПДС «Кедровая-2», магистральный насосный агрегат №1.

Сравнение значений ожидаемого уровня вибрации, полученного по доверительным границам прогноза, и значений экспериментальных данных вибрации показывает достоверность методики прогнозирования с периодическим уточнением угла наклона кривой для оценки технического состояния магистральных насосных агрегатов.

При эксплуатации МНА очень важно дать правильную оценку износа деталей и своевременно определить необходимость ремонта, т.к. при достижении предельного износа деталей дальнейшая эксплуатация оборудования становится экономически нецелесообразной. Поэтому в диссертации автором разработана методика прогнозирования остаточного ресурса подшипников скольжения по параметрам износа и вибрации.

Из анализа экспериментальных данных и литературных источников установлено, что на интенсивность изнашивания подшипников скольжения при поддержании качественной работы системы смазки наибольшее влияние оказывает скорость относительного скольжение цапфы ротора и удельная нагрузка на вкладыш подшипника.

На основании проведенного автором анализа с учетом того, что в процессе эксплуатации подшипники скольжения в большей степени подвержены удельной нагрузке при постоянной температуре, для определения линии тренда предложено использовать аналитическую зависимость:

Vt=V0+K-P2-vc-tk, (21)

где Vk и V0 - текущее и начальное значения уровня вибрации электродвигателя после приработки, мм/с1, К - коэффициент пропорциональности определяемый по модели вибросостояния, Р - удельное давление на вкладыш подшипника скольжения, Н/м2; vc - скорость относительного скольжения цапфы ротора, м/с, h ~ текущее значение

временного интервала наблюдений, ч.

На рисунке 7 представлено сравнение функций (21), используемой для прогнозирования остаточного ресурса подшипника скольжения по параметрам вибрации и износа с экспериментальными данными. Для экспериментов был выбран электродвигатель СТДП-8000 магистрального насосного агрегата эксплуатируемого на ЛПДС «Торгили».

Ж Экспериментальные данные вибрации опоры -Модель прогноза вибрации опоры при износе подшипника

Рисунок 7 - Определение остаточного ресурса подшипника скольжения по параметрам вибрации и износа

Описанные подходы для оценки технического состояния электродвигателей магистральных насосных агрегатов по параметрам вибрации рекомендуется применять и для оценки остаточного ресурса узлов МНА (дисбаланс ротора, износ подшипников скольжения и качения, износ полумуфт и т.п.), однако это требует дополнительных исследований с целью уточнения непосредственно методики диагностирования.

Основные выводы и результаты

В диссертации представлено решение задачи моделирования вибрационного состояния электродвигателей МНА, учитывающее дисбаланс ротора и изменение радиальных зазоров в подшипниках скольжения.

Полученные уравнения для моделирования вибрационного состояния электродвигателей МНА можно также использовать и для создания комплексной модели вибрационного состояния магистрального насосного агрегата, однако это требует дополнительных исследований с целью уточнения методики моделирования и зависимостей для определения коэффициентов демпфирования и жесткости, а также сил возникающих в рабочей колесе насоса и т.п.

В процессе теоретических и экспериментальных исследований получены следующие результаты и сформулированы выводы:

1. Получены зависимости для расчета коэффициентов демпфирования смазочного слоя и жесткости подшипника скольжения, учитывающие влияние масляного клина, шероховатостей взаимодействующих поверхностей, дисбаланс ротора и величину радиального зазора в подшипнике скольжения.

2. Разработаны модели вибросостояния роторного оборудования (на примере электродвигателя серии СТДП) в виде дифференциальных уравнений, учитывающие изменение радиального зазора в подшипниках скольжения и дисбаланс ротора. Модели позволяют моделировать динамическое поведение двухопорного несбалансированного жесткого ротора и проводить анализ диссипативных процессов в рассматриваемом оборудовании с целью определения вибрационных характеристик, износа и его отказов.

3. На основе математической модели разработано программное обеспечение в среде математического моделирования Delphi (Pascal). Программа состоит из набора расчетных модулей, позволяющих моделировать динамическое поведение несбалансированного ротора, опирающегося на подшипники скольжения; определять вибрационное состояние роторного оборудования; проводить поверочные расчеты системы «ротор - подшипники скольжения» с учетом изменения дисбаланса и радиального зазора.

4. Проведены экспериментальные исследования вибрационного состояния магистральных насосных агрегатов в условиях эксплуатации на нефтеперекачивающих станциях ОАО «Сибнефтепровод». Установлено

качественное и количественное согласование результатов. Отклонения варьируются в пределах от 5 % до 20 %, на основании чего математические модели признаны адекватными.

5. Предложена методика прогнозирования остаточного ресурса узлов и электродвигателя магистрального насосного агрегата в целом на базе экспериментальных данных с учетом тренда вибрации, математической модели вибросостояния и параметров износа, позволяющая перейти к обслуживанию по фактическому техническому состоянию. Показано, что погрешность прогнозных моделей не превышает 7 %.

Основные результаты работы опубликованы

В изданиях, реферируемых ВАК:

1. Белкин А. П. Математическое моделирование вибросостояния энергетического оборудования насосных станций магистральных нефтепроводов И Известия высших учебных заведений. Нефть и газ. - 2009. -№6.-С. 108-112.

2. Белкин А. П., Уфуков П. П., Феоктистова Н. В. О возможности моделирования вибросостояния энергетического оборудования насосных станций магистральных нефтепроводов // НТЖ «Проблемы сбора, подготовки и транспорта нефти и нефтепродуктов» / ИПТЭР. - 2009. - Вып. 3 (77). - С. 4955.

в прочих изданиях:

3. Белкин А. П. Анализ надежности и причин отказов энергетического оборудования нефтеперекачивающих станций // Актуальные проблемы строительства, экологии и энергосбережения в условиях Западной Сибири: Сб. докл. науч. - практич. конф. - Тюмень.: ТюмГАСУ, 2009. - С. 7-10.

4. Белкин А. П. Влияние изменения радиального зазора на виброактивность подшипников скольжения // Энерго- и ресурсосбережение. Нетрадиционные и возобновляемые источники энергии: Сб. докл. науч. -

практич. конф. - Екатеринбург.: УГТУ-УПИ, 2008. - С. 34-37.

5. Белкин А. П. Влияние радиального зазора в подшипнике скольжения на вибрационное состояние энергетического оборудования // Проблемы теплоэнергетики: Сб. докл. науч. - технич. конф. - Челябинск.: ЮУрГУ, 2009. - С. 16-19.

6. Белкин А. П. Мониторинг силового оборудования нефтеперекачивающих станций // Актуальные проблемы строительства, экологии и энергосбережения в условиях Западной Сибири: Сб. докл. науч. -практич. конф. - Тюмень.: ТюмГАСУ, 2008. - С. 98-101.

7. Беякин А. П. О возможности перехода на обслуживание по фактическому техническому состоянию // Актуальные проблемы строительства, экологии и энергосбережения в условиях Западной Сибири: Сб. докл. науч. - практич. конф. - Тюмень.: ТюмГАСУ, 2009. - С. 10-15.

8. Белкин А. П. Проблемы прогнозирования работоспособности насосов при их вибродиагностическом обследовании // Проблемы теплоэнергетики: Сб. докл. науч. - технич. конф. - Челябинск.: ЮУрГУ, 2008. -С. 19-22.

Фонд содействия развитию научных исследований Подписано к печати 14.05.2010 г. Бумага писчая. Заказ № 207. Тираж 100 экз. Ротапринт ГУП «ИПТЭР», 450055, г. Уфа, пр. Октября, 144/3.

Содержание диссертации, кандидата технических наук, Белкин, Алексей Павлович

ВВЕДЕНИЕ.

ГЛАВА 1. АНАЛИЗ ИССЛЕДОВАНИЙ ВИБРАЦИОННОГО СОСТОЯНИЯ МАГИСТРАЛЬНЫХ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ.

1.1 Обзор работ в области повышения надежности и безопасности эксплуатации МНА.

1.2 Методы контроля технического состояния магистральных насосных агрегатов.

1.3 Анализ основных факторов, влияющих на эффективность эксплуатации МНА.

1.4 Анализ основных факторов, влияющих на вибрацию МНА.

1.5 Выводы по главе 1.

ГЛАВА 2. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ВИБРАЦИОННОГО

СОСТОЯНИЯ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ МАГИСТРАЛЬНЫХ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ.

2.1 Исследование вибрации от неуравновешенности ротора.

2.2 Исследование сил, действующих на опорные подшипники скольжения.

2.3 Математическая модель вибросостояния электродвигателя.

2.4 Выводы по главе 2.

ГЛАВА 3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ВИБРАЦИИ

МАГИСТРАЛЬНОГО НАСОСНОГО АГРЕГАТА.

3.1 Методика проведения экспериментальных исследований.

3.2 Результаты вибродиагностических обследований.

3.3 Ожидаемые вибрационные частоты проявления основных неисправностей.

3.4 Выводы по главе 3.

ГЛАВА 4. ПРОГНОЗИРОВАНИЕ ОСТАТОЧНОГО РЕСУРСА

МАГИСТРАЛЬНОГО НАСОСНОГО АГРЕГАТА ПО ПАРАМЕТРАМ ВИБРАЦИИ И ИЗНОСА.

4.1 Сравнение методик прогнозирование остаточного ресурса по параметрам вибрации.

4.2 Прогнозирование остаточного ресурса по износу опорных подшипников скольжения.

4.3 Выводы по главе 4.

Введение Диссертация по наукам о земле, на тему "Моделирование вибросостояния и прогнозирование остаточного ресурса электродвигателей магистральных насосных агрегатов"

Одним из главных условий устойчивого развития трубопроводного транспорта нефти является обеспечение надёжности, безопасности и эффективности эксплуатации нефтеперекачивающего оборудования.

Проблемы повышения надежности, безопасности и эффективности эксплуатации магистральных насосных агрегатов (МНА) тесно связаны с задачами обновления основных производственных фондов и снижения затрат на проведение ремонтно-восстановительных мероприятий. Значительное повышение стоимости ремонтно-технического обслуживания, запасных частей, монтажных и аварийно-восстановительных работ в условиях дефицита средств диктуют необходимость разработки и внедрения новых технологий технического обслуживания. В этих условиях резко возрастает необходимость в научных разработках, направленных на решение задач, связанных с совершенствованием методов и средств оценки технического состояния нефтеперекачивающего оборудования. Современные системы диагностирования достаточно совершенны с технической точки зрения, однако интерпретация результатов диагностирования по-прежнему остается серьезной проблемой.

Обновление парка нефтеперекачивающего оборудования на предприятиях Западной Сибири происходит медленными темпами, и в настоящее время эксплуатируемые МНА имеют широкий разброс по времени общей наработки -от сотен до сотен тысяч часов. Предельная выработка моторесурса приводит к существенному изменению параметров МНА, и при этом общепринятые методики оценки технического состояния агрегатов дают значительную погрешность.

Поэтому представляет практический интерес к моделированию и изучению динамики «старения», т.е. определение тенденций изменения эксплуатационных характеристик МНА в процессе выработки ресурса. Учет подобных динамических характеристик позволит внести соответствующие коррективы в расчетные методики и в определенной степени оптимизировать эксплуатационные параметры МНА с предельно выработанным моторесурсом.

Вместе с тем подобный анализ жизненного цикла и моделирования вибрационного состояния МНА представляет безусловный интерес, например, для расчетов среднего ресурса МНА, периодичности плановых мероприятий, установлению зависимостей связи параметров между вибрацией, износом, термодинамикой и т.п.

Решение поставленных задач позволит выявить недопустимые дефекты и предупредить возникновение отказов, повысить экономические показатели, надежность, и определить срок безопасной эксплуатации оборудования НПС.

В диссертации автором представлены результаты моделирования и экспериментального исследования вибрационного состояния электродвигателей МНА. На первом этапе автором были собраны экспериментальные данные по вибросостоянию МНА (влияние дисбаланса, радиальных зазоров в подшипниках скольжения, наработки, режимов эксплуатации), затем разрабатывались математические модели вибросостояния электродвигателя, проводилась проверка полученных моделей в производственных условиях, и совершенствовались методы оценки остаточного ресурса по параметрам вибрации и износа.

Целью диссертационной работы является совершенствование методов оценки остаточного ресурса и моделирования вибрационного состояния электродвигателей магистральных насосных агрегатов, позволяющих повысить надежность, эффективность и безопасность эксплуатации МНА.

Основные задачи исследований:

• повышение достоверности оценки технического состояния электродвигателей МНА на основе анализа статистических данных и вибрационных исследований;

• разработка моделей вибросостояния электродвигателя МНА при изменении радиальных зазоров в подшипниках скольжения и дисбалансе ротора;

• разработка методики прогнозирования остаточного ресурса электродвигателей МНА по параметрам вибрации и износа.

Методы исследований. Решение поставленных задач осуществлено путем 5 теоретических и экспериментальных исследований в промышленных и лабораторных условиях. Для исследований использовались статистические данные и информация, полученная с помощью стандартных средств и методов измерений в условиях эксплуатации. Задачи исследований решались с применением аналитического и численного методов решений дифференциальных уравнений, теории сопротивления материалов, механики, динамики и статистических методов. Математическое моделирование выполнялось в специализированных системах компьютерных вычислений: PASCAL, DELPHI.

Основные защищаемые положения. Модели вибросостояния электродвигателя серии СТДП магистрального насосного агрегата при увеличенных радиальных зазорах в подшипниках скольжения и дисбалансе ротора. Метод прогнозирования остаточного ресурса подшипников скольжения и оборудования, длительно эксплуатируемых НПС по параметрам вибрации и износа на примере электродвигателей серии СТДП.

Научная новизна:

• получена зависимость для расчета коэффициента жесткости подшипника скольжения, учитывающая влияние масляного слоя и контактное взаимодействие цапфы ротора с подшипником;

• получена зависимость для расчета коэффициента демпфирования смазочного слоя в подшипнике скольжения, характеризующая потери на трение в смазочном слое;

• разработаны модели вибросостояния электродвигателя серии СТДП, позволяющие раскрыть зависимости условий возникновения вибрации в опорных узлах;

• разработана методика прогнозирования остаточного ресурса узлов оборудования, позволяющая оценить техническое состояние электродвигателя серии СТДП по параметрам вибрации и износа.

Практическая ценность работы заключается в том, что результаты проведенных автором исследований, разработанные модели вибросостояния электродвигателя МНА, методы оценки и прогнозирования остаточного ресурса 6 частично реализованы на НПС ОАО «Сибнефтепровод» и направлены в развитие РД-75.200.00-КТН-178-09 «Положение о диагностировании, порядке технического освидетельствования и продления срока службы энергоустановок нефтеперекачивающих станций магистральных нефтепроводов».

Результаты работы могут быть использованы при создании комплексной модели вибрационного состояния магистрального насосного агрегата, позволяющей проводить оценку технического состояния и разрабатывать научные основы управления вибрацией различного происхождения.

Апробация работы

Основные положения и результаты исследований докладывались на:

• научно-технической конференции молодежи ОАО «Гипротрубопровод» (Москва, 2009 г.);

• всероссийской научно-технической конференции студентов, аспирантов и молодых ученых «Проблемы теплоэнергетики» (Челябинск, 2008; 2009 гг.);

• всероссийской научно-практической конференции «Актуальные проблемы строительства, экологии и энергосбережения в условиях Западной Сибири» (Тюмень, 2008; 2009 гг.);

• всероссийской научно-практической конференции и выставке студентов, аспирантов и молодых ученых «Эиерго- и ресурсосбережение. Нетрадиционные и возобновляемые источники энергии» (Екатеринбург, 2008г.).

Публикации

По материалам диссертации опубликовано 8 работ, в том числе 2 статьи в реферируемых изданиях по списку ВАК.

Структура и объем работы

Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, основных выводов и трех приложений; содержит 132 страницы машинописного текста, в том числе 6 таблиц, 34 рисунка и список использованной литературы из 120 наименований.

Заключение Диссертация по теме "Строительство и эксплуатация нефтегазоводов, баз и хранилищ", Белкин, Алексей Павлович

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ ПО ДИССЕРТАЦИИ

В диссертации представлено решение задачи моделирования вибрационного состояния электродвигателей МНА, учитывающее дисбаланс ротора и изменение радиальных зазоров в подшипниках скольжения.

Полученные уравнения для моделирования вибрационного состояния электродвигателей МНА можно также использовать и для создания комплексной модели вибрационного состояния магистрального насосного агрегата, однако это требует дополнительных исследований с целью уточнения методики моделирования и зависимостей для определения коэффициентов демпфирования и жесткости, а также сил возникающих в рабочей колесе насоса и т.п.

В процессе теоретических и экспериментальных исследований получены следующие результаты и сформулированы выводы:

1. Получены зависимости для расчета коэффициентов демпфирования смазочного слоя и жесткости подшипника скольжения, учитывающие влияние масляного клина, шероховатостей взаимодействующих поверхностей, дисбаланс ротора и величину радиального зазора в подшипнике скольжения.

2. Разработаны модели вибросостояния роторного оборудования (на примере электродвигателя серии СТДП) в виде дифференциальных уравнений, учитывающие изменение радиального зазора в подшипниках скольжения и дисбаланс ротора. Модели позволяют моделировать динамическое поведение двухопорного несбалансированного жесткого ротора и проводить анализ диссипативных процессов в рассматриваемом оборудовании с целью определения вибрационных характеристик, износа и его отказов.

3. На основе математической модели разработано программное обеспечение в среде математического моделирования Delphi (Pascal). Программа состоит из набора расчетных модулей, позволяющих моделировать динамическое поведение несбалансированного ротора, опирающегося на подшипники скольжения; определять вибрационное состояние роторного оборудования; проводить поверочные расчеты системы «ротор - подшипники скольжения» с учетом изменения дисбаланса и радиального зазора.

4. Проведены экспериментальные исследования вибрационного состояния магистральных насосных агрегатов в условиях эксплуатации на нефтеперекачивающих станциях ОАО «Сибнефтепровод». Установлено качественное и количественное согласование результатов. Отклонения варьируются в пределах от 5 % до 20 %, на основании чего математические модели признаны адекватными.

5. Предложена методика прогнозирования остаточного ресурса узлов и электродвигателя магистрального насосного агрегата в целом на базе экспериментальных данных с учетом тренда вибрации, математической модели вибросостояния и параметров износа, позволяющая перейти к обслуживанию по фактическому техническому состоянию. Показано, что погрешность прогнозных моделей не превышает 7 %.

Библиография Диссертация по наукам о земле, кандидата технических наук, Белкин, Алексей Павлович, Тюмень

1. Акустические и электрические методы в триботехнике. / А. И. Свириденок, Н. К. Мышкин, Т. Ф. Калмыкова, О. В. Холодилов. Под. Ред. В.А. Белого Мн.: Наука и техника, 1987. - 200 с.

2. Александров А. М., Королевский Ю. П. Нормирование износов основных деталей двигателей рыбопромысловых судов. М.: Пищевая промышленность, 1963. 472 с.

3. Андронов А. А. и др. Теория колебаний / Андронов А. А. Витт А. А., Хайкин С. Э. М.: Наука, 1981. - 568 с.

4. Бабаков И. М. Теория колебаний. Гос. изд. технико-теоретической литературы. Москва, 1958. 628 с.

5. Баженов В. В. Оценка технического состояния и остаточного ресурса насосных агрегатов в условиях автоматизации магистральных нефтепроводов: Дис. канд. техн. наук. Уфа, 2004. — 135 с.

6. Балицкий Ф. Я. Одно из применений корреляционного метода. В кн.: Виброакустическая активность механизмов с зубчатыми передачами. М.: Наука, 1971, с. 200-222.

7. Барков А. В. и др. Мониторинг и диагностика роторных машин по вибрации / А. В. Барков, Н. А. Баркова, А. Ю. Азовцев. СПб.: Изд-во. СПбГМТУ, 2000. 169 с.

8. Бейзельман Р. Д., Цыпкин Б. В. Подшипники качения. М.: Машгиз, 1960.-563 с.

9. Белкин А. П. Математическое моделирование вибросостояния энергетического оборудования насосных станций магистральных нефтепроводов // Известия высших учебных заведений. Нефть и газ. — 2009. — №6.-с. 108-112.

10. Бендат Д., Пирсол А. Применение корреляционного и спектрального анализа. М.: Мир, 1982. - 362 с.

11. Биргер И. А. Техническая диагностика. М.: Машиностроение, 1978. - 240 с.

12. Богатенков Ю. В. Исследование диагностических моделей и разработка автоматизированных систем вибродиагностики магистральных насосных агрегатов нефтеперекачивающих станций. Дис.канд. техн. наук.: -М., 1999.- 142 с.

13. Болотин В. В. Прогнозирование ресурса машин и конструкций. М.: Машиностроение, 1984. - 312 с.

14. Борьба с шумом / Под ред. Е. Я. Юдина. М.: Госстрой из дат, 1964.700 с.

15. Брановский М. А., Лисицин И. С. Исследование и устранение вибрации турбоагрегатов. М.: Энергия, 1969. - 232 с.

16. Вибрации в технике. Справочник в 6 т. под ред. И. И. Блехмана. т. 2. -М.: Машиностроение, 1979.-351 с.

17. Вибрации в технике. Справочник в 6 т. под ред. Ф. М. Диментберга и К. С. Колесникова, т. 3. М.: Машиностроение, 1980. — 544 с.

18. Вибрация и вибродиагностика судового энергетического оборудования. А. А. Александров, А. В. Барков, Н. А. Баркова, В. А. Шаффинский. Л.: Судостроение, - 1986. — 276 с.

19. Вибрация и шум электрических машин малой мощности. Л. К. Волков, Р. Н. Ковалев, Г. Н. Никифорова, Е. Е. Чаадаева, К. Н. Явленский, А. К. Явленский. Л.: Энергия, 1979. — 238 с.

20. Вибрация энергетических машин: Справочное пособие / Под ред. Н. В. Григорьева. Л.: Машиностроение, 1974. 464 с.

21. Виброакустическая диагностика зарождающихся дефектов. / Под ред. М. Д. Генкина. М.: Наука, 1984. - 363с.

22. Виброакустическая диагностика качества изготовления зубчатых колес электровозов / 3. Г. Гиоев, Е. А. Ковалев, Ю. В. Голов и др. // Сб. научн. тр. АО «ВЭлНИИ». Т. 35. Новочеркасск, 1995. с. 171 - 179.

23. Виброакустическая диагностика насосных агрегатов / Р. Н.

24. Сулейманов, О. В. Филимонов, Ф. Ф. Галеева, А. О. Рязанцев. Уфа.: Изд-во УГНТУ, 2002. - 142 с.

25. Вибродиагностика. Монография / Г. Ш. Розенберг, Е. 3. Мадорский, Е. С. Голуб и др. СПб.: ПЭИПК, 2003. - 284 с.

26. Вопросы диагностики и обслуживания машин: Материалы конференции / Под ред. Б. В. Павлова. Новосибирск, 1968. — 96 с.

27. Гаркунов Д. Н. Триботехника. М.: Машиностроение, 1985. - 424 с.

28. Гемке Р. Г. Неисправности электрических машин. М.: Госэнергоиздат, 1963. 336 с.

29. Генкин М. Д., Соколова А. Г. Виброакустическая диагностика машин и механизмов. М.: Машиностроение, 1987. - 288 с.

30. Герике Б. JI. Мониторинг и диагностика технического состояния машинных агрегатов ч.1: Мониторинг технического состояния по параметрам вибрационных процессов, 1999. 188 с.

31. Герике Б. JI. Мониторинг и диагностика технического состояния машинных агрегатов ч.2: Диагностика технического состояния на основе анализа вибрационных процессов, 1999. 229 с.

32. Гинзбург Е. JI. Ремонт и эксплуатация подшипников электрических машин. М.: Госэнергоиздат, 1953. 163 с.

33. Гиоев 3. Г. Основы виброакустической диагностики тяговых приводов локомотивов. Дис. докт. техн. наук. Ростов-н/Д: РГУПС, 1998. — 475 с.

34. Гольдин А. С. Вибрация роторных машин: 2-е изд. исправл. - М.: Машиностроение, 2000. - 344 с.

35. Гриб В. В. Диагностика технического состояния оборудования нефтегазочимических производств. Обзор нормативно-технической документации. М.: ЦНИИТЭнефтехим, 1998. 180 с.

36. Гумеров А. Г. и др. Диагностика оборудования нефтеперекачивающих станций / А. Г. Гумеров, Р. С. Гумеров, А. М. Акбердин.

37. М.: ООО «Недра-Бизнесцентр», 2003. 347 с.

38. Гумеров А. Г. и др. Эксплуатация оборудования нефтеперекачивающих станций / А. Г. Гумеров, Р. С. Гумеров, А. М. Акбердин. -М.: ООО «Недра-Бизнесцентр», 2001. 475 с.

39. Демидович Б. П. и др. Численные методы анализа / Б. П. Демидович, И. А. Марон, Э. 3. Шувалова. -М.: Наука, 1967. 631 с.

40. Ден-Гартог Дж. П. Механические колебания. М.: Физматгиз, 1960. -32 с.

41. Джонсон К. Механика контактного взаимодействия. М.: Мир, 1989. -510с.

42. Диментберг Ф.М. Колебания машин / Ф.М. Димеитберг, К. Т. Шаталов, А. А. Гусаров. М.: Машиностроение, 1964. - 308 с.

43. Дон Э. А. Осоловский В. П. Расцентровка подшипников турбоагрегатов. М.: Энергоатомиздат, 1994. -192 с.

44. Евдокимов Ю. А., Колесников В. И., Тетерин А. И. Планирование и анализ экспериментов при решении задач трения и износа. М.: Наука, 1980. -227 с.

45. Ефремов Л. В. Практика инженерного анализа надежности судовой техники. JL: Судостроение, 1980. 143 с.

46. Иванцов О. М., Харитонов В. Н. Надёжность магистральных трубопроводов. — М.: Недра, 1985. 198 с.

47. Иориш 10. И. Виброметрия. М.: Машиностроение, 1965. - 773 с.

48. Иоффе P. JL, Панченко В. И. К исследованию влияния чисел лопастей рабочих колес гидродинамических машин на их виброакустические характеристики. М.: Машиноведение, №1, 1972. — с. 15 — 20.

49. Исакович М. М. и др. Устранение вибрации электрических машин / М. М. Исакович, JI. И. Клейман, Б. X. Перчанок. JL: Энергия, 1979. 316 с.

50. Калиткин Н.Н. Численные методы. М.: Наука, 1978. - 521 с.

51. Калявин В. П. Основы теории надежности и диагностики. СПб.:1. Элмор, 1998. 280 с.

52. Карасев В. А., Ройтман А. Б. Доводка эксплуатируемых машин. Вибродиагностические методы. М.: Машиностроение, 1986. 192 с.

53. Кельзон А. С. и др. Динамика роторов в упругих опорах / А. С. Кельзон, Ю. П. Циманский, В. И. Яковлев. М.: Наука, 1982. - 280 с.

54. Клюкин И. И. Борьба с шумом и звуковой вибрацией на судах. JL: Судостроение, 1971. - 416 с.

55. Колесник И. В. Устранение вибрации машин. М.: Машгиз, 1960.176 с.

56. Коллакот Р. А. Диагностика повреждений. М.: Мир, 1989. - 512 с.

57. Коровчинский М. В. Теоретические основы работы подшипников скольжения. М.: Машгиз, 1959. - 404 с.

58. Крючков Ю.С. Влияние зазора на вибрацию и шум подшипников качения // Вестник машиностроения, 1959. №8. - с. 30 - 39.

59. Мартино Дж. Технологическое прогнозирование. М.: Прогресс, 1977.-591 с.

60. Матвеев В. В. Алгоритм прогноза работоспособности роторных машин по интенсивности вибрации. Контроль. Диагностика. 1999, №1. с.30 -34.

61. Меньшов Б. Г., Ершов М. С., Яризов А. Д. Электротехнические установки и комплексы в нефтегазовой промышленности: Учеб. для вузов. 2000. 437 с.

62. Методы анализа нелинейных динамических моделей / М. Холодниок, А. Клич, М. Кубичек, М. Марек. М.: Мир, 1991. - 368 с.

63. Моек Е., Штрикерт X. Техническая диагностика судовых машин и механизмов. JL: Судостроение, 1986. 232 с.

64. Мозгалевский А. В., Колявин В. П. Система диагностирования судового оборудования. JL: Судостроение, 1987. - 244 с.

65. Муриджанов С.Э., Колпаков Л.Г., Бурдыгина Н.Г. Исследование надежности работы насосов магистральных нефтепроводов // Научнотехнические достижения и передовой опыт, рекомендуемые для внедрения в нефтяную промышленность. 1990. - Вып. 11. - с. 41 - 43.

66. Надежность и эффективность в технике / А. В. Авдуевский, И. В. Апполонов, Е. Ю. Барзилович и др. — М.: Машиностроение, 1986. 223 с.

67. Нафиков А. Ф. Выявление дефектов подшипников качения с использованием методов фазовых портретов при вибродиагностике насосных агрегатов. Автореф. канд. техн. наук. Уфа.: УГНТУ, — 2004. 23 с.

68. Некрасов В. А. Совершенствование метода контроля технического состояния магистральных насосных агрегатов по вибрационным параметрам: Дис. канд. техн. наук. Уфа, 2006. — 233 с.

69. Олимпиев В. И. Собственные и вынужденные колебания роторов на подшипниках скольжения. // Труды ЦКТИ, 1964, Вып. 44. - с. 54 - 69.

70. Основы балансировочной техники. / под ред. В. А. Щепетильникова. М.: Машиностроение, 1975. - 677 с.

71. Павлов Б. В. Акустическая диагностика механизмов. М.: Машиностроение, 1971. - 222 с.

72. Пановко Я. Г. Основы прикладной теории колебаний и удара. Изд. 3-е, доп. и переработ. Д.: Машиностроение, 1976. 320 с.

73. Перевощиков С. И. Разработка научных основ управления вибрацией гидродинамического происхождения в центробежных насосах магистральных нефтепроводов: Дис. Докт. техн. наук. Тюмень, 2004. — 347 с.

74. Писаревский В. М. Эксплуатация и диагностика насосных агрегатов магистральных нефтепроводов: Учебное пособие. М.: ФГУП Изд-во «Нефть и газ» РГУ нефти и газа им. И.М. Губкина, 2004. - 128 с.

75. Приборы и. системы для измерения вибрации шума и удара: справочник / Под ред. В. Б. Клюева.- М.: Машиностроение, 1978. 448 с.

76. Проников А. С. Макротрибология и ее задачи // Трение и износ. 1998 19, №2. с. 155-164.

77. Рагульскис К. М., Юркаускас А. Ю. Вибрация подшипников. — Л.:

78. Машиностроение, 1985. 109 с.

79. РД 153-39.4-056-00. Правила технической эксплуатации магистральных нефтепроводов. М.: Недра, 2000. - 193 с.

80. РД 153-39.4Р-124-02. Положение о порядке проведения технического освидетельствования и продления срока службы технологического оборудования НПС МН. Уфа.: ИПТЭР, 2002. - 157 с.

81. РД 29.020.00-КТН-185-08. Положение о системе технического обслуживания и ремонта электротехнического оборудования магистральных нефтепроводов на давление до 10 МПа. Уфа.: ИПТЭР, 2008. — 250 с.

82. РД 75.200.00-КТН-178-09 Положение о диагностировании, порядке технического освидетельствования и продления срока службы энергоустановок НПС магистральных нефтепроводов. М.: ОАО АК «Транснефть», 2009. - 205 с.

83. Рогачев В. М. Вибродиагностика подшипников скольжения. // Изв. вузов. М.: Машиностроение, 1980, №6. - с. 23 - 26.

84. Русов В. А. Спектральная вибродиагностика. — Пермь: Вибро-Центр, 1996.- 176 с.

85. Самсаев Ю. А. Вибрация приборов с опорами качения. — М.: Машиностроение, 1984. 128 с.

86. Смородов Е. А. Методы повышения эксплуатационной надежности технологического и энергетического оборудования в процессах добычи и транспорта нефти и газа. Дис. докт. техн. наук. Уфа, 2003. - 403 с.

87. Современные методы и средства виброакустического диагностирования машин и конструкций. Ф. Я. Балицкий, М. Д. Генкин, М. А. Иванова и др. под ред. Фролова К. В. М., 1990. - 252 с.

88. Сопротивление материалов: Учебник для вузов / Под общ. ред. Г. С. Писаренко.- 4-е изд., перераб. и доп. Киев: Высшая школа, 1979. - 696 с.

89. Справочник по триботехнике. Под ред. М. Хебды. М.: Машиностроение, 1990, т. 2. 416 с.

90. Теория подобия и размерностей. Моделирование / П. М. Алабужев, В. Б. Геронимус, Л. М. Минкевич, Б. А. Шеховцов. М.: Высшая школа, 1968. -208 с.

91. Тимошенко С. П. и др. Колебания в инженерном деле / С. П. Тимошенко, Д. X. Янг, У. Уивер. М.: Машиностроение, 1985. - 472 с.

92. Тондл А. Динамика роторов турбоагрегатов. JL: Энергия, 1971.387 с.

93. Точильников Д. Г. Радиоиндикаторные методы определения износа деталей двигателей внутреннего сгорания. М.: Машиностроение, 1988. 159 с.

94. Трифонова Н. П. Анализ методов оценки виброактивности электрических машин различных типов. М.: Информэлектро, 1981. — 76 с.

95. Тугунов П. И. и др. Транспорт и хранение нефти и газа / П. И. Тугунов, В. Ф. Новоселов, Ф. Ф. Абузова. М.: Недра, 1975. - 248 с.

96. Уиттекер Э. Т. Аналитическая динамика. — Ижевск.: Издательский дом Удмуртский университет, 1999. 588 с.

97. Фесенко С. С. О допустимой неуравновешенности роторов // Вестник машиностроения. 1977. №3. с. 37 - 38.

98. Филимонов О. В. Разработка методов и технических средств контроля центровки валов на основе результатов вибродиагностики насосныхагрегатов. Автореф. канд. техн. наук. Уфа.: УГНТУ. —2002. 22 с.

99. Хруцкнй О. В. Метод аналитического прогнозирования технического состояния типовых узлов судовых энергетических установок. Судостроение, 1999, №1, с. 27 28.

100. Центробежные насосы в системах сбора, подготовки и магистрального транспорта нефти / Гумеров А. Г., Колпаков JI. Г., Бажайкин С. Г., Векштейн М. Г. М.: Недра, 1999. - 295 с.

101. Ширман А. Р., Соловьев А. Б. Практическая вибродиагностика и мониторинг состояния механического оборудования. Москва, 1996. — 276 с.

102. Шубов И. Г. Шум и вибрация электрических машин. JL: Энергия, 1974,- 185 с.

103. Щепетильников В. А. Уравновешивание механизмов. М.: Машиностроение, 1982. - 173 с.

104. Щепетильников В. А., Самсаев Ю. А. Вибрации совмещенных опор машин // Вестник машиностроения, 1974, № 1, с. 11-15.

105. Эксплуатация магистральных трубопроводов / П. И. Тугунов, М. В. Нечваль, В. Ф. Новоселов, Ш. Н. Ахатов. Уфа.: Башкирское книжное издательство, 1975. -160 с.

106. Bently D. Е. Fundamentals of Rotating Machinery Diagnostics. Canada: Bently Pressurized Bearing Press, 2002. - 726 p.

107. Bently D. E., MuszynskaA. Vibration Monitoring and Analysis for Rotating Machinery // Noise and Vibration Conf. Pretoria (South Africa), 1995. - p. 1 -24.

108. Broch J.T. Mechanical Vibration and Shock Measurments. Bruel & Kjear, 1984.

109. Childs D. Turbomachinery Rotordynamics. Canada: John Wiley and Sons, 1993.-476 p.

110. Collacoff R. F. Mechanical faults diagnosis: And condition monitoring. -London: Cnapman and Hall: New York: Wiley, 1977. № 8, 496 p.

111. De Silva, Clarence W. Vibration: fundamentals and practice. Corporate Blvd., N.W., Boca Raton, Florida. 1999.

112. Model-based failure diagnosis in power plants. Lautala Pentti, Ruoken Tuula, Ualisuo Martti. Hyvarinen Juhani. 1987, Oxford. 1987. p. 197- 206.

113. RiegerN.F. Balancing of Rigid and Flexible Rotors. Washington (USA): Shock and Vibration Information Center, 1986. - 614 p.

114. Vibration and wear in high speed rotating machinery. Dordrecht etc: Kluwer Acad., 1990. - 6, - 852 p. Vol. 174.

115. Yan M. Dynamic DEM model of multi-spans rotor system / M. Yan, K. Zhang, Y. Chen // Journal of Sound and Vibration. 2002. - Vol. 255(5). - P. 867-881.