Пусковые гидроудары центробежных насосов и деструкция теплообменников

В инженерной практике существует значительное расхождение между требованиями эксплуатационной документации и реальными действиями персонала. Технические регламенты предписывают осуществлять пуск центробежного насоса только при полностью закрытой задвижке на напорной линии. Однако результаты наблюдений свидетельствуют, что данное требование в подавляющем большинстве случаев нарушается. Причиной является отсутствие немедленных визуально фиксируемых негативных последствий такого нарушения. Между тем игнорирование правил пуска способно вызывать два типа проблем. Первый тип связан с перегрузкой электродвигателя, обусловленной высокими пусковыми токами. Второй тип относится к гидродинамическим процессам, проявляющимся отсроченно в системах, не имеющих прямой механической связи с насосом. Настоящая работа посвящена анализу второго типа последствий.

Для понимания энергетической стороны вопроса необходимо обратиться к мощностным характеристикам центробежного насоса. При нулевой подаче, то есть при закрытой напорной задвижке, рабочее колесо насоса вращается в ограниченном объёме жидкости. Энергетические потери в данном режиме минимальны вследствие отсутствия затрат на преодоление инерции потока в трубопроводной системе. Мощность на валу насоса в указанном режиме определяется преимущественно механическим трением в уплотнениях и подшипниках, а также гидравлическими потерями внутри корпуса при рециркуляции жидкости. Для асинхронных электродвигателей, наиболее распространённых в промышленности и на транспорте, пусковые токи превышают номинальные значения в 5–7 раз. При запуске насоса с открытой задвижкой момент сопротивления оказывается максимальным с первой секунды, что приводит к затягиванию пускового режима и повышенному тепловыделению в обмотках статора. Количественно указанное различие может быть выражено следующим образом. При пуске с открытым клапаном потребляемая мощность мгновенно достигает 80–90% от номинальной. При пуске с закрытым клапаном мощность на начальном этапе не превышает 20–30% от номинальной. Разница в тепловыделении за время разгона, которое для насосов средней мощности составляет несколько секунд, может оказаться достаточной для срабатывания теплового реле. Данное обстоятельство приобретает особую значимость при экономичном подборе привода без запаса по току. Для осевых насосов наблюдается противоположная зависимость: минимальный момент сопротивления соответствует полностью открытой задвижке, что обусловлено принципиально различной формой рабочих органов и характером гидродинамического взаимодействия [1].

Эмпирические данные, полученные в ходе реализации программы энергосбережения на судне с дизельной силовой установкой, позволяют конкретизировать рассматриваемую проблему. В рамках указанной программы анализировалась возможность отключения на время портовой стоянки различных потребителей электроэнергии. Отключение системы освещения было признано нецелесообразным по следующей причине. После повторной подачи напряжения около половины газоразрядных ламп выходили из строя, что требовало замены как самих ламп, так и стартеров. Затраты на восстановление превышали полученную экономию. Главный масляный насос системы смазки дизеля мощностью 340 кВт представлялся более перспективным объектом для энергосбережения. При длительности портовых стоянок до 18 часов потенциальное снижение расхода электроэнергии могло достигать нескольких МВт·ч за один заход. В связи с этим было принято решение о внедрении практики частых остановок и последующих пусков указанного насоса.

После начала эксплуатации насоса в циклическом режиме были зафиксированы следующие аномальные явления. В помещении кондиционера и холодильной установки наблюдались характерные ударные стуки, синхронизированные с моментами пуска насоса. Впоследствии произошли множественные разрушения торцевых крышек пластинчатых теплообменников системы охлаждения конденсаторов, а также образование трещин и полное разрушение корпусов насосов охлаждения конденсаторов. Примечательным обстоятельством являлось отсутствие прямой гидравлической связи между масляной системой главного двигателя и низкотемпературным контуром охлаждения. Единственной точкой сопряжения указанных систем выступал пластинчатый теплообменник, в котором происходила передача тепла от масла к воде.

Для объяснения наблюдавшихся разрушений была сформулирована гипотеза о генерации скоростного фронта повышенного давления. В отличие от классического гидравлического удара, возникающего при резком закрытии запорной арматуры, в рассматриваемом случае источником выступает мгновенная деформация упругих элементов теплообменника. Геометрические и режимные параметры системы характеризовались следующими величинами. Рабочее масло марки D35 имело кинематическую вязкость значительно ниже 200 сСт. Давление в низкотемпературном водяном контуре составляло около 4 бар, что соответствует 0,4 МПа. Геометрическая площадь теплообмена одной секции достигала 667 м². При оценке площади, реально участвующей в упругой деформации, было принято допущение о том, что пластины в пакете прижаты друг к другу с усилием, допускающим микроперемещения. Жёсткие центральные зоны пластин, подкреплённые штампованными канавками, практически не деформируются. Ориентировочно 20% площади, то есть примерно 122 м², проявляют упругие свойства при приложении импульсной нагрузки [1, 3].

Анализ динамики пускового процесса позволяет количественно описать вытеснение жидкости. При пуске центробежного масляного насоса давление в масляной системе скачкообразно возрастает от атмосферного (~1 бар) до рабочего (6,5 бар). Время нарастания давления определяется быстродействием привода и составляет доли секунды. Передний фронт масляного потока поступает в межпластинные каналы теплообменника. Ввиду практической несжимаемости масла оно не аккумулирует энергию сжатия, а передаёт усилие непосредственно на пластины. Пластины смещаются в направлении водяных каналов. Объём воды, вытесняемый при таком смещении, определяется по следующей формуле: ΔV=Sдеф⋅Δh = 122⋅0,001=0,122 м³=122 л.

В данном выражении ΔV представляет собой объём вытесненной воды, Sдеф – площадь деформируемой поверхности, Δh – величина смещения пластины [1, 3].

Для двух параллельно включённых теплообменников суммарный вытесняемый объём достигал бы 244 л. Однако исходная упрощённая оценка, составлявшая 12 л. на аппарат, была получена из предположения, что деформируется лишь краевая зона с пониженной жёсткостью. Истинное значение, вероятно, находится в интервале от 20 до 250 л. в зависимости от конструктивных особенностей пакета пластин [1, 3].

Объём вытесненной воды сам по себе не является непосредственной причиной разрушений. Критическим параметром выступает скорость изменения объёма водяной полости, то есть производная по времени. При времени смещения пластин порядка 0,1–0,3 сек. вода вытесняется со скоростью, существенно превышающей пропускную способность штатных предохранительных и компенсационных устройств. Импульс давления, генерируемый при мгновенном сокращении объёма жидкости, может быть оценён с помощью формулы гидравлического удара применительно к подвижной границе: Δp=ρ⋅c⋅vпоршня.

При медленном вытеснении: Δp=1000⋅1400⋅0,01=14000Па=0,14бар.

При импульсном вытеснении: Δp=1000⋅1400⋅5=7000000Па=70бар=7Мпа.

Здесь Δp обозначает превышение давления над номинальным (импульсная добавка), ρ – плотность жидкости, c – скорость распространения ударной волны в жидкости, v_поршня – скорость движения пластины, выступающая в данном случае аналогом скорости поршня [1, 3].

Для воды плотность составляет ρ=1000кг/м³, а скорость распространения ударной волны c=1400м/с. При медленном вытеснении скорость пластины v_поршня не превышает 0,01 м/с, тогда как при импульсном воздействии она может достигать значений от 1 до 5 м/с. Подстановка указанных величин даёт превышение давления в интервале от 0,7 до 3,5 МПа, что соответствует 7–35 атм. Такой перепад давления с большим запасом превосходит пределы прочности чугунных корпусов и крышек теплообменников, которые обычно рассчитаны на рабочее давление 0,8–1,2 мПа [1, 3].

Обнаруженный феномен обнаруживает прямую аналогию с эффектом гидравлического удара в цилиндре поршневого двигателя при попадании воды в надпоршневое пространство. В обоих случаях присутствуют одни и те же ключевые факторы: наличие практически несжимаемой жидкости, изменение объёма за микросекунды, а также то обстоятельство, что скорость процесса настолько высока, что предохранительные клапаны не успевают сработать. Инерционность и время срабатывания указанных устройств составляют десятки и сотни миллисекунд, что превышает длительность импульса давления. При попытке сброса избыточного давления через штатную линию компенсации температурного расширения вода не успевает физически пройти через каналы малого сечения. В результате пиковое давление достигает значений, приводящих к разрушению литых деталей [2, с. 286-289].

Проведённый анализ показывает, что разрушения возникают в системе, термодинамически связанной с масляной системой, но гидравлически независимой от неё, а передача энергии происходит через упругие элементы теплообменника. Циклические нагрузки действуют по механизму усталости металла: после накопления микроповреждений катастрофическое разрушение наступает при достижении критического числа циклов. Описанный механизм может проявляться в любых технических объектах при трёх условиях: использовании центробежного насоса в циклическом режиме, наличии пластинчатого теплообменника между средами с разным давлением и превышении скорости нарастания давления над скоростью демпфирования. Для предотвращения разрушений предложены следующие меры: пуск с закрытым клапаном, введение выдержки 3–5 секунд, установка демпферов пульсации, контроль скорости открытия задвижек для минимизации dV/dt и пересмотр критериев энергоэффективности для насосов свыше 100 кВт. Таким образом, нарушение правила пуска с закрытой задвижкой может вызывать отсроченные разрушения гидравлически изолированных систем за счёт генерации импульсного фронта давления, скорость нарастания которого превышает время срабатывания предохранительных устройств по аналогии с гидроударом в цилиндре двигателя.