6.3. Методика расчёта фундаментов под насосные и компрессорные уста­новки при действии динамической нагрузки

Расчет конструкций фундаментов под насосные и компрессорные агрегаты сводится к определению необходимой массы фундамента и основных его габа­ритных размеров при действии статических и динамических нагрузок с учетом реальной несущей способности грунтового основания.

6.3.1.Определение динамической нагрузки на конструкцию фундамента

Перекачка нефтепродуктов, природного газа и газового конденсата по под­земным магистральным трубопроводам производится с помощью насосных и компрессорных агрегатов поршневого и центробежного типа. Они устанавли­ваются на фундаменты сплошного, рамного или свайного типа.

Обычно высоковязкие нефтепродукты и газовые конденсаты перекачива­ются насосами и компрессорами поршневого типа, а маловязкие и светлые нефте­продукты а также природный газ транспортируются по магистралям с помо­щью центробежных насосов и компрессоров.

Но основную долю в парке насосных и компрессорных машин в трубопро­водном транспорте составляют агрегаты центробежного типа. Обычно на­сос­ный агрегат состоит из центробежного насоса и привода, соединенных между собой с помощью зубчатых муфт. Каждый центробежный низконапорный од­носту­пенчатые насос создает напор от 195 до 550 м столба транспортируемой жидкости, обеспечивая при этом по­дачу соответственно от 12500 до 125 м³/час.

Газоперекачивающий агрегат компрессорных станций сос­тоит из центро­бежного нагнетателя и привода. В качестве привода используют газовые тур­бины (стационарные, авиацион­ные и судовые) и электродвигатели. Наиболь­шее распростране­ние получили газовые турбины.

На­гнетатель газоперекачивающего агрегата - одно- или двухсту­пенчатый центробежный компрессор, обладающий высокой про­изводительностью (до 80 млн. м³/сут или до 30 млрд. м³/ год) и со степенью сжатия (1,22-1,25 - для од­ноступенчатого и 1,45 - 1,5 - для двухступенчатого). Одноступенчатый цен­тро­бежный нагнетатель состоит из литого разъемного корпуса, внутри кото­рого расположен направляющий аппарат «улитка» Внутри направляющего ап­парата вращается ротор - рабочее колесо, насаженное консольно на вал. Под­вод газа к рабочему колесу осуществляют по оси ротора (осевой подвод) или тан­генци­ально (по касательной к периферийной поверхности рабо­чего ко­леса). Газ, по­падая на лопатки рабочего колеса, отбра­сывается в периферийное простран­ство, сжимается и вытал­кивается через нагнетательный коллектор.

Соединение газовой турбины или электродвигателя с цен­тробежным нагне­тателем осуществляют либо через повыша­ющий редуктор (обязательно для электропривода и, как исключение, для некоторых типов газовых турбин), либо непо­средственно через муфты. Применение промежуточных повы­шаю­щих ре­дукторов связано с тем, что большая часть электро­двигателей привода нагнета­телей имеет частоту вращения ро­тора 3000 об/мин, а частоту вращения ротора нагнетателей - ­от 4600 до 7900 об/мин.

При таких высоких скоростях вращения валов центробежных машин и воз­никают динамические нагрузки на фундаменты и основания насосных и ком­прессорных цехов. Очевидно, что интенсивность биения валов при вращении в первую очередь зависит от качества балансировки их поперечного сечения, а также рабочих колёс. Но даже если предположить, что вал центробежной ма­шины и её рабочие колеса полностью отбалансированы, все равно возникают динамические силы инерции из-за статического и динамического прогибов вала. Для того, чтобы показать это, предположим, что вал центробежной ма­шины установлен на двух подшипниках скольжения, как показано на рис. 6.13.

А

В

a

b

Р = mg

f₀₁

f₀₂

x

Рис. 6.13. Расчетная схема вала центробежной машины

Рабочее колесо расположено на валу консольно. Оно насажено на вал с на­тягом и закреплено на нем шпонкой.

Если пренебречь собственным весом вала, то статические прогибы его в се­чениях х и x = a + b будут соответственно равны:

(6.21)

где: EI – жесткость вала на изгиб;

- сила веса рабочего колеса;

m – масса рабочего колеса.

Зависимости (6.21) можно выразить одной формулой

(6.22)

где  - параметр, зависящий в каждом конкретном случае от компоновоч­ных размеров центробежной машины, модуля упругости материала вала и мо­мента инерции поперечного сечения вала.

Теперь предположим, что вал вращается вокруг своей оси с угловой скоро­стью . Масса колеса m при его вращении вызывает центробежную силу инер­ции

(6.23)

приводящую к дополнительному прогибу вала (рис. 6.14), который называ­ется динамическим прогибом:

(6.24)

Исключая из формулы (6.23) значение F с помощью зависимости (6.24), по­лучим:

(6.25)

b

B

f₀

m

f

F

Рис. 6.14. Появление динамического прогиба при вращении вала

Из соотношения (6.25) можно определить критическое значение угловой скорости вала, при которой динамический прогиб стремится к бесконечности. Это возможно, когда знаменатель соотношения (6.25) стремиться к нулю. Та­ким образом,

(6.26)

Но если учесть, что и , то и тогда из зависимо­сти (6.26) получим:

(6.27)

Из формулы (6.27) следует важный вывод о том, что критическая угловая скорость вращения вала обратно пропорциональна величине статического про­гиба вала.

Для практических расчетов важно знать критическую величину окружной скорости вращения вала

(6.28)

При численном значении ускорения свободного падения

(6.29)

Формула (6.29) широко используется на практике при проектировании ва­лов центробежных машин. Только размерность величины статического про­гиба в этой формуле должна быть всегда в см.