Содержание к диссертации
Введение
1 Анализ источников динамических нагрузок на газораспределительных станциях и методов их снижения 9
1.1 Механизмы генерации шума регуляторами давления и клапанами 14
1.2 Способы диагностирования и мониторинга 17
1.3 Автоколебания тел, обтекаемых потоком газа 21
1.4 Анализ методов снижения динамических нагрузок в газовых системах с регуляторами давления 23
1.5 Анализ существующих конструкций гасителей пульсаций давления 34
1.6 Анализ существующих конструкций делителей потока 39
выводы по разделу1 47
2 Выявление закономерности тонального газодинамического нагружения элементов регулятора давления газа рду 49
2.1 Исследование грс на наличие тональной составляющей в спектре уровней звукового давления 49
2.2 Исследование газодинамических автоколебательных режимов работы регулятора давления 54
2.3 Модальный анализ регулятора давления 61
2.4 Газодинамический расчет выходного тракта регулятора 67
2.5 Выявление закономерности возникновения автоколебаний, вызывающих тональное газодинамическое нагружение элементов регулятора давления газа 72
Выводы по разделу 2 73
3 Методика разработки гасителей пульсаций за регуляторами давления 75
3.1 Обоснование обобщенной структурной схемы гасителя пульсаций давления 75
3.2 Алгоритм методики проектирования гасителей пульсаций давления за регуляторами давления 76
3.3 Разработка мероприятий по устранению газодинамических автоколебаний в выходном тракте регулятора 81
3.4 Распределение общего перепада между регулятором и гасителем 88
3.5 Распределение перепада давления между ступенями и дроссельными шайбами гасителя 94
3.6 Определение геометрических параметров гасителя 97
выводы по разделу 3 101
4 Экспериментальное исследование динамических процессов в линиях редуцирования газа и эффективности ГПД 104
4.1 Разработка пневматической системы экспериментального стенда 104
4.1.1 Пневматическая система испытательного стенда 104
4.1.2 Объекты исследования 108
4.1.3 Акустическая камера и выходная часть стендовой установки 114
4.2 Разработка измерительно-обрабатывающего комплекса 116
4.2.1 Измерение расхода газа 116
4.2.2 Измерение статических давлений 117
4.2.3 Измерение пульсаций давления 118
4.2.4 Измерение уровня звукового давления в заглушенной камере 120
4.2.5 Измерение параметров вибрации 121
4.2.6 Многоканальная система обработки сигналов
4.3 Исследование закономерности возникновения газодинамических автоколебательных режимов рду 125
4.4 Экспериментальная отработка методики проектирования гпд
4.4.1 Исследования влияния гидросопротивления подпорной ступени фм гпд на её эффективность 129
4.4.2 Экспериментальное определение зависимости эффективности от количества шайб 133 4.4.3 Исследование эффективности струевыпрямителя 135
4.5 Описание конструкции и эффективности опытного образца гасителя 137
Выводы по разделу 4 142
Заключение 144
Список литературы 146
- Анализ методов снижения динамических нагрузок в газовых системах с регуляторами давления
- Исследование газодинамических автоколебательных режимов работы регулятора давления
- Алгоритм методики проектирования гасителей пульсаций давления за регуляторами давления
- Акустическая камера и выходная часть стендовой установки
Введение к работе
Актуальность темы исследования. В процессе транспортировки природного газа к потребителям возникает необходимость его редуцирования, что осуществляется на газораспределительных станциях (ГРС). Работу ГРС сопровождают колебания, распространяющиеся по рабочей среде и конструкции, и шум, излучаемый в окружающую среду через корпусные элементы конструкций. При этом основными источниками колебаний и шума являются регуляторы давления газа, понижающие давление с 5….7 МПа в магистральном трубопроводе до 0,5….1 МПа в трубопроводных сетях потребителей. При таких сверхкритических перепадах давления скорость газа достигает сверхзвуковых значений, которые сопровождаются интенсивными пульсациями потока и динамическими нагрузками.
Возбуждаемая потоком вибрация приводит к разрушению импульсных трубок, погрешности измерительных приборов, ослаблению фланцевых соединений и их разгерметизации, разрушению изоляционных покрытий трубопроводов, а также к высоким уровням шума. Динамические напряжения, обусловленные повышенной вибрацией трубопроводов, способствуют образованию усталостных трещин трубопроводной арматуры ГРС, а также её разрушению, приводящим к вынужденным аварийным остановкам оборудования ГРС. За последние 5 лет было зафиксировано 8 случаев характерных разрушений на ГРС, когда диагностировался высокий уровень вибрации. Поэтому важной задачей является обеспечение промышленной безопасности ГРС, откуда и следует актуальность данной работы.
Степень разработанности темы исследования. Проблеме снижения вибрации и шума регуляторов давления пара и газа посвящены работы Арзуманова Э.С., Гладких Г.А., Хачатуряна С.А., D. Bies и C. Hansen, Beranek L., H.D. Baumann, V.A. Carucci, R.T. Mueller, F.L. Eisinger, A.C. Fagerland и других отечественных и зарубежных исследователей, в которых рассмотрены различные методы ступенчатого дросселирования и разбиения потока. Однако, в известных работах отсутствуют конкретные рекомендации для практического применения этих методов и не рассматриваются вопросы газодинамических автоколебаний элементов регуляторов, приводящих к повышению нагрузок. Обзор выполненных исследований выявил недостаточную проработанность вопросов обеспечения снижения виброактивности газовых регуляторов ГРС, работающих на сверхкритических перепадах давления. В связи с этим были сформулированы цель и задачи исследования.
Цель исследования состоит в обеспечении работоспособности трубопроводной арматуры газораспределительных станций за счёт снижения динамических нагрузок и устранения газодинамических автоколебаний в элементах регуляторов давления с помощью разработанных гасителей пульсаций давления новой структурной схемы.
Задачи исследования.
-
Анализ источников динамических нагрузок на газораспределительных станциях и методов снижения нагрузок.
-
Выявление закономерности возникновения газодинамических автоколебаний элементов регуляторов давления газа.
-
Разработка стендового комплекса для исследования динамических процессов в регуляторах давления газа и отработки гасителей пульсаций давления.
-
Разработка методики проектирования гасителей пульсаций давления в линиях редуцирования газа, учитывающей автоколебательные газодинамические режимы элементов регулятора и позволяющей повысить эффективность средств снижения динамических нагрузок.
-
Разработка и внедрение опытного образца гасителя пульсаций давления в линиях редуцирования газораспределительных станций.
Научная новизна.
1 Выявлена закономерность возникновения газодинамических автоколебаний элементов регулятора давления газа, обусловленных возбуждением струёй газа собственных форм колебаний элементов регулятора при снижении числа Струхаля меньше критического и приводящих к сверхнормативным динамическим нагрузкам.
-
Разработана методика проектирования гасителей пульсаций давления в линиях редуцирования газа, впервые учитывающая автоколебательные газодинамические режимы элементов регулятора и позволяющая повысить эффективность средств снижения динамических нагрузок.
-
Впервые предложена и обоснована обобщённая структурная схема комбинированного гасителя пульсаций давления, включающая рассекатель высокоскоростной струи, подпорные и выравнивающие ступени, успокоитель потока, снижающего широкополосные и устраняющего тональные составляющие динамических нагрузок.
Теоретическая значимость. Установленная закономерность высокочастотного тонального газодинамического нагружения регуляторов давления газа позволяет выявлять и устранять условия возникновения газодинамических автоколебательных режимов.
Практическая значимость. Разработанная методика учитывает различные практические аспекты проектирования эффективных гасителей пульсаций давления и применима для любой газораспределительной станции при требуемой эффективности устройств и учёте их габаритных ограничений.
Разработанная конструкция гасителя пульсаций давления позволяет значительно снизить уровни пульсаций давления, вибраций и шума в трубопроводной арматуре газораспределительной станции.
Методы исследований. Работа выполнена с использованием методов экспериментального и натурного моделирования на разработанном автором стенде и на газораспределительной станции. Расчёт газодинамических характеристик регуляторов давления и гасителей пульсаций давления выполнялся с применением программного комплекса ANSYS/Fluent на основе дискретизации уравнений газовой динамики с использованием метода контрольных объёмов. Расчёт собственных форм колебаний корпуса регулятора давления выполнен на базе программного комплекса ANSYS.
Основные положения, выносимые на защиту.
-
Закономерность возникновения высокочастотного тонального газодинамического нагружения элементов регуляторов давления газа, обусловленного возбуждением струей собственных форм колебаний элементов регулятора.
-
Расчётно-экспериментальная методика проектирования гасителей пульсаций давления в линиях редуцирования газа, позволяющих снизить широкополосные и тональные динамические нагрузки.
-
Конструкция опытного образца комбинированного гасителя пульсаций давления, снижающего широкополосные тональные составляющие динамических нагрузок.
Достоверность результатов математических исследований газодинамических характеристик регулятора давления газа и гасителей колебаний давления подтверждена проведёнными экспериментами как на стендовой установке, разработанной автором, так и в составе газораспределительной станции. Экспериментальные исследования проведены на поверенном оборудовании с использованием современных методик сбора и обработки информации.
Апробация работы. Основные положения диссертационной работы доложены и обсуждены на 2-ой международной научно-технической конференции "Динамика и виброакустика машин" (2014 г.), на 22 международном конгрессе в Институте вибрации и шума во Флоренции (Италия, 2015 г.) (ICSV22), на тематическом семинаре "Диагностика оборудования и трубопроводов компрессорных станций" (2008 г.).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 10 работ, из них 8 статей (3 статьи в изданиях, рекомендованных ВАК (журналы "Вестник СГАУ", "Газовая промышленность", "Известия СНЦ РАН"), и 5 статей – в изданиях, индексируемых в базе данных "Scopus"); имеется патент и тезисы доклада.
Структура диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, 4 разделов, заключения, списка использованных источников из 129 наименований. Общий объём диссертации составляет 157 страниц, включает 56 рисунков и 5 таблиц.
Анализ методов снижения динамических нагрузок в газовых системах с регуляторами давления
В трубопроводных системах протекающий через фитинги, клапаны или компрессоры поток генерирует широкополосные динамические нагрузки. В трубопроводах без арматуры также возникают динамические нагрузки вследствие трения турбулентного потока о пристеночный слой. Турбулентность часто считается значительным источником динамических нагрузок, однако в работе [118] это утверждение поставлено под сомнение. Allen Fagerlund, DenisG. Karczub и Tucker Martin в своей работе [104] отмечают, что трубопроводная арматура является потенциальным источником широкополосных и тональных динамических нагрузок высокого уровня. Обычно тональные составляющие, генерируемые потоком, являются опасными только при совпадении с резонансной частотой системы. Если низкочастотные пульсации совпадают с акустическим и/или структурным резонансом, то возникают вибрации больших амплитуд, вследствие возбуждения балочных мод трубопроводов. Как правило, структурные резонансы проверяются на этапе проектирования системы, однако, акустические резонансы часто не рассчитываются. Широкополосные динамические нагрузки также могут возбудить резонансы системы. Спрогнозировать все потенциальные проблемы, вызванные тональными составляющими на стадии проектирования системы или компонентов практически невозможно. Использование вычислительных методов частично помогает определить реакции системы [103,105].
Помимо высокой скорости потока, источником повышенных динамических нагрузок на газораспределительных станциях является прерывистый режим работы газового оборудования [116].
Компрессоры, клапаны, отверстия, области расширения и т.д. обычно определяют уровень динамических нагрузок от трубопроводов. Производители арматуры выполняют расчеты уровня пульсаций, основанные на накопленном опыте, натурных или лабораторных испытаниях, математических моделях. Для получения спектра уровня динамических нагрузок при различных условиях функционирования системы требуются значительные трудозатраты. Для других компонентов трубопроводных систем, например, регуляторов и редукторов, не существует методов определения уровня динамических нагрузок на этапе проектирования вследствие отсутствия достаточных экспериментальных данных или математических моделей для описания процессов генерации шума. Каждый компонент может содержать несколько источников динамических нагрузок, которые проявляются на различных режимах и не всегда одновременно. В работе [92] приведено описание многих источников вибрации в трубопроводных системах, вызванные потоком рабочей среды.
Колебательная мощность, излучаемая трубопроводом, может быть рассчитана на основе уровня звукового давления, измеренного на определенном удалении от поверхности трубы. Фагерланд разработал метод пересчета вибраций стенки трубы в эквивалентный уровень звукового давления [103].
Повышенные динамические нагрузки приводят к утечкам в газовых системах и даже к их разрушению. Об актуальности проблемы разрушения труб, вследствие усталости трубопроводных систем, вызванной динамическими нагрузками, свидетельствуют данные, опубликованные Управлением по безопасности, здравоохранению и экологии Великобритании по морской нефти и газодобывающей промышленности. В них показано, что в Северном море в секторе Великобритании произошло около 21% аварий вызванных повышенной вибрацией и усталостью трубопроводов от общего числа газовых месторождений. В западной Европе от 10 до 15 % аварий происходит по причине вибрационной усталости трубопроводов [96].
Акустическая усталость относится к структурной усталости стенки трубы в результате воздействия вибраций, возбуждаемых широкополосным шумом от трубопроводной системы. Акустическая усталость не возникает в трубопроводе при уровнях динамических нагрузок ниже 110 дБ. Повреждение трубопровода из– за акустической усталости может произойти в течение нескольких часов из–за высокой частоты вибраций. Это касается даже кратковременного превышения уровней шума свыше 110 дБ. Прогнозирование акустической усталости основано на накопленной статистике уровней звуковой мощности, излучаемой трубопроводами, и расчетах потерь при распространении звуковых волн [111]. Некоторые источники отмечают наличие фактов разрушения труб, обусловленных акустической усталостью и произошедших в считанные секунды [111, 128].
Отсутствие специальных руководств по оценке и диагностики акустической и вибрационной усталости труб привело к серьезной аварии в месторождении Krechba (SalahGasProject, Алжир) третьего мая 2005 года (рисунок 1.2) [128]. Чрезмерно высокие уровни динамических нагрузок, вызванные расширением потока в разгрузочной линии, привели к разрушению трубопроводной системы [124].
Исследование газодинамических автоколебательных режимов работы регулятора давления
Многочисленными исследованиями установлено, что характерный вид спектра пульсаций давления газодинамического происхождения имеет плавный характер с пологим максимумом. Однако исследования виброакустических характеристик линий редуцирования газа ряда ГРС ООО «Газпром трансгаз Самара» с наиболее распространенными регуляторами давления типа РДУ показали наличие интенсивной тональной составляющей в спектре уровней звукового давления при повышенных расходах газа в частотной области третьоктавной полосы 6,3 кГц (рисунок 2.1).
Результаты исследования ГРС ПАО "Газпром трансгаз Самара" на наличие тональной составляющей На ГРС–64 был проведен анализ зависимости уровня звукового давления в зале редуцирования от увеличения расхода газа (рисунок 2.2), который показал, что возникновение тональной составляющей происходит при достижении расходом газа определенного значения. Рисунок 2.2 – Анализ зависимости уровня звукового давления от увеличения расхода газа
Из рисунке 2.2 видно, что в третьоктавной полосе 4000 Гц реализуются интенсивные уровни звукового давления, увеличивающиеся с ростом расхода газа. В дальнейшем будет показано, что возникновение указанной тональной составляющей связано с газодинамическими автоколебательными процессами, происходящими при расходах газа свыше 4000 н.куб.м/час. Из рисунка 2.2 также видно, что при понижении расхода газа с 5400 до 4000 н.куб.м/час данные автоколебательные процессы полностью прекращаются.
Причиной данных автоколебаний является интенсивное взаимодействие высокоскоростной струи газа, выходящей из дозирующего кольцевого сечения, с элементами его выходного тракта [1, 15, 30, 72]. Особенностью вышеуказанных агрегатов РДУ является наличие в данном тракте центрального обтекаемого тела, на котором закрепляется дозирующий и запорный элемент агрегата (рисунок 2.3, поз. 10). При такой конструкции регулятора интенсивная струя газа, выходящая из кольцевого дозирующего сечения, взаимодействует с поддерживаемыми центральное тело стойками–пилонами (рисунок 2.3, поз. 12), возбуждая вибрации последних. При этом возникает динамическое взаимодействие вихревых структур струи и вибрирующих стоек–пилонов, известное в авиации как флаттер. Автоколебательные процессы в такой динамической системе наблюдаются при совпадении характерной (струхалевой) частоты срыва вихрей обтекающей пилоны струи с собственными частотами колебаний конструкции [36, 113]. Для агрегатов РДУ 50 и РДУ 80 такие частоты находятся в диапазоне 3100…..6300 Гц, что подтверждает модальный анализ, который будет описан в настоящем разделе. – выходной фланец; 2 – входной фланец; 3 – кожух; 4 – пружина; 5 – затвор; 6 – мембрана; 7, 8 – держатель мембраны; 9 – прижим седла; 10 – седло; 11 – выходной направляющий конус; 12 – пилон Рисунок 2.3 – Объемная графическая модель регулятора давления РДУ–80
Наличие рассматриваемых газодинамических автоколебательных режимов работы регуляторов давления приводит к значительному увеличению вибрационной нагруженности как самих регуляторов, так и трубопроводной арматуры. На рисунке 2.4 показан участок газопровода ГРС–64, обследованного как контактными вибродатчиками, так и бесконтактным лазерным виброметром [84]. Рисунок 2.4 – Измерение виброускорения стенки трубопровода после РДУ–80 на ГРС–64
Результаты исследований показали, что наличие газодинамических автоколебательных режимов повышают виброускорение стенки трубы в 16 раз, что значительно увеличивает вибрационные нагрузки на трубопроводную арматуру (рисунок 2.5). Рисунок 2.5 – Спектр виброускорения стенки трубопровода после РДУ–80 на ГРС–64 (1 – при автоколебательном режиме; 2 – без автоколебательного режима) Для более детального анализа возникновения газодинамических автоколебательных режимов работы регулятора был проведен ряд экспериментов на стендовой установке СГАУ [83], которая будет подробно рассмотрена в четвертой главе.
Исследование газодинамических автоколебательных режимов работы регулятора давления типа РДУ производилось на стендовой установке СГАУ с имитацией реальных рабочих режимов работы агрегата. Стенд позволяет измерять одновременно акустическое давление, пульсации давления внутри трубы, виброускорение и виброскорость участков трубы. Целью исследований являлось определение границ диапазонов газодинамических автоколебательных режимов работы регулятора. Режим работы регулятора определяется тремя основными параметрами: входным и выходным давлением газа и массовым расходом. Указанные параметры определяют фактическую скорость и направление потока газа, набегающего на пилоны регулятора. Скорость потока на выходе регулятора является основным параметром, влияющим на генерацию пульсаций давления газа. Регулирующая арматура стенда позволяет изменять данную скорость в широких пределах. В процессе стендовых исследований было воспроизведено более 50 режимов работы регулятора давления. По результатам исследований построены области реализации газодинамических автоколебательных режимов (рисунок 2.6).
Из рисунка 2.6 видно, что при средней скорости потока газа на выходном срезе регулятора до 41 м/с не возникает тональной составляющей в спектрах динамических параметров: пульсаций давления газа, вибраций выходного трубопровода и шума. Так, например, спектр пульсаций давления имеет широкополосный характер, а уровень пульсаций давления не превышает 140 дБ. При увеличении средней скорости на выходе регулятора свыше 41 м/с возникают газодинамические автоколебательные режимы работы регулятора давления, сопровождающиеся появлением тональной составляющей и приводящие к резкому росту уровня пульсаций в трубопроводе на 30–40 дБ. Наличие порогового значения скорости, при котором происходит возникновение данных дискретных составляющих в спектрах различных виброакустических процессов: пульсаций давления в выходном трубопроводе, вибраций его стенок, а также внешнего звукового давления свидетельствует об автоколебательном характере данных процессов, аналогичных по своей физической природе флаттеру крыльев и других элементов летательных аппаратов и их двигателей, обтекаемых высокоскоростным потоком.
Алгоритм методики проектирования гасителей пульсаций давления за регуляторами давления
Алгоритм разработанной методики проектирования гасителей пульсаций давления показан на рисунке 3.2. В качестве исходных данных для проектирования гасителя используются следующие параметры, характеризующие [8, 18, 32, 33, 76]: – требуемую эффективность Lтр(дБ), по пульсациям давления, вибропараметрам или акустическому давлению; – свойства рабочей среды, такие, как скорость звука сзв, коэффициент адиабаты k, газовая постоянная R, плотность при нормальных условиях , молярная масса МW; – режимы работы регулятора: массовый расход G, давление газа на входе и выходе регулятора Рвх, Рвых; – тип и конструкцию регулятора: коэффициент восстановления давления FL, коэффициент расхода CV; – выходной трубопровод: номинальный диаметр трубы Dвыху, толщина стенки t; – ограничения по габаритам: по длине lmax и по диаметру Dmax; – ограничение по гидравлическому сопротивлению, определяемое максимальным перепадом давления при наибольшем расходе Рmax;
На рисунке 3.2 приняты следующие условные обозначения: PВХ– давление на входе в гаситель, Па; PВЫХ– давление на выходе из гасителя, Па; Gmax– максимальный массовый расход, кг/с; Gном – номинальный массовый расход, кг/с; сзв – скорость звука в среде, м/с; – плотность среды, кг/м3; k – коэффициент адиабаты; DРЕГ – диаметр фланца регулятора давления, мм; Dвыху – номинальный диаметр выходного трубопровода, мм; lmax – максимальная длина гасителя, мм; Dmax – максимальный диаметр гасителя, мм; Lтр – требуемая эффективность гасителя, дБ; i – скорость потока, м/с; n – количество дроссельных шайб; рег, ГПД, кр, max, подп, выр – степень понижения давления на регуляторе, гасителе, критическая, максимальная, на подпорной шайбе, на выравнивающей шайбе соответственно; max– откорректированное значение максимального значения степени понижения давления на регуляторе с учетом требуемого запаса по его пропускной способности тр; ГРС – общая степень понижения давления системы «регулятор – гаситель» ГРС.
Алгоритм методики проектирования ГПД Реализация методики проектирования гасителей начинается с проверки условий возникновения газодинамических автоколебательных режимов в выходном тракте регулятора. Для этого производится численный расчет течения газа в тракте [91, 106], в котором определяются распределение скоростей i обтекания элементов, находящихся в области высокоскоростной струи, вытекающей из дозирующего сечения регулятора. В качестве таких элементов могут быть любые находящиеся в потоке тела, являющиеся источниками вихреобразования: острые кромки плохо обтекаемых тел, стойки–пилоны и пр. Вместе с газодинамическим расчетом выполняется численный модальный анализ конструкции выходного тракта с целью определения совокупности собственных частот fi и форм колебаний. Такой анализ может быть также выполнен экспериментально, например, методом простукивания. При известных скоростях газа i, собственных частотах fi и характерных размерах обтекаемых тел xi определяются числа Струхаля Shi, и проверяется условие реализации автоколебаний (формула 2.14, раздел 2.5). При выполнении данного условия разрабатываются мероприятия по их устранению, описанные в разделе 3.3 диссертации. В случае отсутствия автоколебаний приступают к разработке основной части гасителя, снижающей широкополосные колебания давления газа, а также вибрации конструкции регулятора и присоединенной арматуры.
Колебательная мощность газовой струи определяется, прежде всего, ее скоростью. Как будет показано ниже, скорость газа при его дросселировании зависит, в основном, от отношения давлений на выходе и входе дросселирующего элемента , поэтому данный параметр выбран в методике основным для оценки газодинамических и динамических характеристик дросселирующих элементов гасителя и ГПД в целом. Эффективность ГПД во многом зависит от соотношения перепадов давления и величин регулятора и гасителя. В целях выбора их оптимальных значений методика включает расчет зависимости уровня пульсаций давления за регулятором от рег – Lрег=f(рег). Такой расчет производится согласно стандарту ANSI/ISA–S75.17 – 1989 [90]. На основе зависимости Lрег=f(рег) выбираются диапазон наивыгоднейших значений рег, по которому находят аналогичную величину для гасителя гпд при известном общем отношении давлений на ГРС гпд=грс/рег. Полагая известной обобщенную структурную схему гасителя, обоснованную в разделе 3.1, включающего, кроме элемента устранения автоколебаний, подпорные и выравнивающие ступени, а также струевыпрямитель, выбор количества дроссельных шайб n производят по экспериментальной зависимости Lтр=f(n). При этом выборе осуществляется проверка габаритных ограничений в случае необходимости использования большого количества дроссельных шайб. В случае невыполнения указанных ограничений уточняются максимальный осевой размер гасителя lmax или его требуемая эффективность Lтр.
При выполнении габаритных ограничений производится распределение общего перепада давления на гасителе по его ступеням и дроссельным шайбам. Такое распределение производится с помощью отношений давления на подпорных и выравнивающих шайбах – подп и выр. При этом принимается экспериментально определенное соотношение для подпорных шайб подп=рег, обеспечивающее наибольшее снижение динамических колебаний в системе «регулятор–гаситель». Отметим, что перепад давления на подпорных шайбах значительно превышает аналогичный параметр выравнивающих шайб, поэтому подп выр. Числовые значения указанных величин и обоснование их выбора представлено в разделе 3.5.
Акустическая камера и выходная часть стендовой установки
Газ высокого давления из подводящего газопровода поступает на вход исполнительного устройства регулятора, проходит через зазор, образуемый затвором и седлом, и редуцируется. Величина выходного давления устанавливается настройкой задающего устройства. Управляющее давление с задающего устройства поступает в полость В исполнительного устройства, перемещает затвор влево, и образует необходимый дросселирующий зазор между седлом и затвором. Поскольку полость А исполнительного устройства соединяется с выходной магистралью, давления в полостях А и В исполнительного устройства уравновешиваются, и затвор устанавливается в определенном равновесном положении при установившемся расходе газа и заданном выходном давлении. При увеличении расхода газа (при росте его потребления) давление в выходном коллекторе начинает уменьшаться, а, следовательно, уменьшается давление и в полости А исполнительного устройства. При неизменном управляющем давлении, поступающем в полость В, равновесие системы внутри исполнительного устройства нарушается, затвор еще больше перемещается влево, увеличивая тем самым зазор между затвором и седлом и увеличивая снизившееся выходное давление до необходимого заданного. Регулирующая система внутри исполнительного устройства опять займет равновесное положение, но уже с большим зазором между затвором и седлом в соответствии с новым установившимся расходом газа.
При уменьшении расхода газа (при снижении потребления) давление в выходном коллекторе увеличивается. Попадая в полость А исполнительного устройства, это давление вновь выведет регулирующую систему из равновесия и заставит затвор переместиться вправо, уменьшая зазор между затвором и седлом, тем самым уменьшая выходное давление до заданного.
Таким образом, задающее давление является неизменным и регулятор, в соответствии с ним, поддерживает давление на выходе к потребителю автоматически, независимо от колебаний расхода газа. Повышенный уровень пульсаций давления и вибраций вызывается высоким, сверхкритическим значением перепада давления на регуляторе, а также возникновением газодинамических автоколебательных режимов. Другим исследованным на стендовой установке агрегатом, используемым на ГРС, является регулятор давления газа РДПП–80–50, представленный на рисунке 4.6 в разрезе. Недостатками регулятора являются: неустойчивая работа на определенных режимах и повышенный уровень шума. Экспериментальные исследования показали, что в данном регуляторе также реализуются газодинамические автоколебательные процессы, проявляющиеся в наличии интенсивных тональных спектральных составляющих на фоне широкополосной составляющей (см. рисунок 4.6).
Регулятор РДПП–80–50 состоит из редуктора основного и редуктора– задатчика (на рисунке не показан). Редуктор основной состоит из корпуса 1 с вставленным сборным модулем 2 и седла 4. Внутри гильзы 3 сборного модуля 2 установлен затвор 5 с возможностью осевого перемещения. В центре поршня– затвора 5 проходит шток 6, прикрепленный к гильзе 3 при помощи гайки 8. С другого конца штока 6 концентрично установлена крышка 7. Во внутренней полости гильзы 3 установлены пружины 10, прижимающие поршень 11 и затвор 5 к седлу 4.
В случае несанкционированного прекращения подачи управляющего (командного) давления от редуктора-задатчика, затвор перекрывает поток газа через регулятор. Спектр пульсаций давления при работе регулятора РДПП–80–50 показан на рисунке 4.7. Помимо регуляторов давления, другим объектом исследования является ГПД. Вследствие необходимости расходования значительных материальных затрат на испытание полноразмерного ГПД, предназначенного для установки на трубопровод Ду 100мм, при которых требуется воспроизводить значительные расходы газа, более рациональным путем является испытание и доработка физических моделей ГПД (ФМ ГПД) [46, 70, 71], позволяющей получить требуемые результаты при экономии материальных затрат. Такие экспериментальные исследования проведены на разработанной с участием автора специальной стендовой установке.
Другим преимуществом стендовой доводки гасителей является то, что конструкция ФМ ГПД позволяет за счет е оперативной переборки в короткие сроки испытать десятки вариантов возможных схем ФМ ГПД [12, 102], которые могут отличаться порядком следования дроссельных шайб (с различным количеством профилированных отверстий) и струевыпрямителя.
Как отмечено выше использование ФМ ГПД позволяет за счет переборки их конструкций в одном и том же корпусе оценить эффективность большого количества схем ГПД [68, 73]. ФМ ГПД собирается из входного и выходного корпуса с крепежными шпильками и прокладками, дросселирующих шайб с различным количеством пропускных отверстий. Внешний вид входного и выходного корпуса ФМ ГПД с крепежными деталями показан на рисунке 4.8.