image
energas.ru

Газовая промышленность № 3 2017

Ремонт и диагностика

01.03.2017 11:00 ВИБРОДИАГНОСТИКА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАГНЕТАТЕЛЯ И ПРИСОЕДИНЕННЫХ ТРУБОПРОВОДОВ ПРИ ПОВЫШЕННОЙ ВИБРАЦИИ НА ЧАСТОТЕ, НЕКРАТНО ПРЕВЫШАЮЩЕЙ ЧАСТОТУ ВРАЩЕНИЯ РОТОРА
В статье рассматриваются условия возникновения повышенной вибрации центробежного нагнетателя (ЦБН) и присоединенных технологических трубопроводов на частоте, некратно превышающей частоту вращения ротора. По результатам анализа натурных исследований и численно-аналитических расчетов предложена гипотеза возникновения этой вибрации. Анализируется предположение, что такая вибрация явилась следствием возникновения автоколебаний ротора на частоте одной из форм изгибных колебаний, возбуждаемых в неоднородности проточной части нагнетателя. Приводятся результаты измерений, расчетов и ревизии проточной части нагнетателя, подтверждающие принятую гипотезу.
Ключевые слова: ВИБРАЦИЯ, ПУЛЬСАЦИЯ ГАЗА, РЕЗОНАНС, АВТОКОЛЕБАНИЯ, ТРУБОПРОВОД, НАГНЕТАТЕЛЬ, РОТОР, УПЛОТНЕНИЕ, ФОРМА КОЛЕБАНИЙ, АКУСТИЧЕСКИЕ КОЛЕБАНИЯ, НЕОДНОРОДНОСТЬ, КРИТИЧЕСКАЯ СКОРОСТЬ.
Открыть PDF


В статье рассматривается достаточно уникальный случай вибрации нагнетателя и присоединенной трубопроводной обвязки (ТПО) с частотой, некратно превышающей частоту вращения ротора ЦБН. Обследования выполнялись на КС «Алгасово» филиала ООО «Газпром трансгаз Москва» Моршанское ЛПУМГ с тремя агрегатами типа ГТК­10­4 с нагнетателями типа 520­12­1. Нагнетатель одноступенчатый с ротором консольного типа, номинальной скоростью вращения ротора Nст = 4600 мин­1 и номинальной степенью сжатия 1,27. Первая критическая скорость вращения ротора, по данным завода­изготовителя, – 6480 мин­1 (108 Гц); вторая критическая скорость заводом не рассчитывалась, поскольку диапазон рабочих скоростей ЦБН ниже первой критической.

При виброобследованиях измерялись вибрация входных и выходных трубопроводов и корпусов ЦБН, пульсация давления газа во входных линиях, регистрировались контролируемые параметры по штатной САУ ГПА.

По результатам виброобследований зафиксированы повышенные уровни вибрации входного и выходного трубопроводов ГПА № 1 с доминирующей составляющей на частоте около 300 Гц
(в пульсации давления газа и вибрации корпуса ЦБН ГПА № 1).
В измерениях на остальных ГПА КС аналогичной вибрации не было обнаружено.

Такой характер вибрации ТПО цеха мог быть связан с тем, что в неоднородностях коллекторов или ТПО ГПА № 1 возбуждаются резонансные акустические колебания газа, являющиеся источником вибрации. Для устранения подобных колебаний обычно применяется метод изменения конфигурации ТПО: изменение диаметров и длин участков трубопроводов, перемещение кранов и тройников, врезка коллекторных байпасов. Однако результаты аналитических расчетов с учетом ранее выполненных исследований [1, 2] позволили исключить эту гипотезу из рассмотрения, так как для ее реализации скорость газа в отдельных участках трубопроводов должна была превышать 240 м/с.

Уровни вибрации собственно труб и корпуса ЦБН ГПА № 1 на обследованных режимах были велики, но не превышали предельно допустимых значений. Максимальные уровни вибрации были зафиксированы на лобовых опорах (ЛО) (рис. 1). Результаты измерений на ЛО линии всасывания приведены в табл. 1, где
Ve (4–1500 Гц) – среднеквадратическое значение (СКЗ) виброскорости в частотном диапазоне 4–1500 Гц; Vei, Fi – СКЗ виброскорости и частота i­й спектральной составляющей. Аналогичные результаты были получены для ЛО линии нагнетания.

Характерной особенностью результатов измерений, приведенных в табл. 1, является то, что вибрация на неподвижной части ЛО, установленной на фундаменте, значительно больше, чем на подвижной, приваренной к отводу трубопровода (значения Vei однонаправленных измерений в табл. 1 в точках 1, 3 и 2, 4, соответственно). Такое соотношение значений вибрации указывает на резонансный характер колебаний неподвижной части опоры на собственной частоте около 300 Гц, возбуждаемой вибрацией трубопровода на этой частоте. Это было подтверждено результатами экспериментального определения собственных частот ЛО.

При дальнейшем анализе результатов обследований были рассмотрены каскады спектров вибрации входного трубопровода и пульсации давления газа во входной линии ЦБН при различных режимах работы ГПА.

Анализ каскадов спектров показал, что:

• пульсация давления газа с частотой приблизительно 300 Гц в точке измерений на обследованных установившихся режимах (при ее существовании) более чем в 1,5 раза превышала предельно допустимое значение [3]. Следовательно, она могла быть наиболее вероятной причиной повышенной вибрации трубо­проводов;

• вибрация трубопроводов всасывания (и нагнетания) на частоте около 300 Гц хорошо коррелирует с одновременно зарегистрированной пульсацией давления газа на этой частоте. Эта составляющая при ее наличии доминирует в спектрах вибрации во всех точках измерений;

• на некоторых режимах амплитуды составляющих с частотой 300 Гц в спектрах пульсации давления и вибрации скачкообразно возникали и исчезали при практически неизменных параметрах работы ГПА. Длительность этого снижения/возрастания не превышала 2 с.

Для более полной оценки взаимовлияния параметров работы ГПА и механических и газовых колебаний в системе «ТПО – ЦБН» были рассмотрены тренды всех зарегистрированных в САУ ГПА параметров и управляющие команды в моменты возникновения/исчезновения составляющих спектров колебаний с частотой 300 Гц. Было установлено, что в моменты резких изменений амплитуд вибрации и пульсации управляющих команд не было.

Тренды параметров для одного из режимов испытаний представлены на рис. 2, где Ve(верт.) и Ve(гориз.) – значения СКЗ виброскорости корпуса ЦБН в вертикальном и горизонтальном направлениях, соответственно; Drк – перепад давления газа на входном конфузоре.

Сопоставление трендов параметров с каскадами спектров пульсации давления газа и вибрации позволило сделать следующие выводы.

1. Возникновение/исчезновение составляющей пульсации давления газа с частотой 300 Гц по времени совпадает со скачкообразным возрастанием/снижением трендов вибрации ЦБН (с допустимой погрешностью по времени регистрации колебаний внешним регистратором и регистрации параметров в САУ ГПА). На этом основании сделано предположение, что скачкообразное изменение уровней в трендах вибрации ЦБН связано с возникновением/исчезновением составляющей с частотой 300 Гц.

2. Вибрация корпуса ЦБН с частотой 300 Гц вызвана вибрацией ротора нагнетателя с этой частотой, а не вибрацией присоединенных трубопроводов.

3. Наличие или отсутствие составляющей 300 Гц в вибрации и пульсации газа не определяется непосредственно величиной перепада давления на конфузоре. При близких значениях перепада давления вибрация с частотой 300 Гц может присутствовать или отсутствовать.

4. Скачок вибрации корпуса ЦБН за счет возникновения/исчезновения составляющей 300 Гц опережает на 2–3 с изменение Drк. Следовательно, данные изменения вибрации ротора нагнетателя не являются следствием изменения перепада давления на конфузоре. Эта зависимость обратная – перепад давления на конфузоре частично зависит от наличия/отсутствия процессов, вызывающих вибрацию ротора на частоте 300 Гц. Наличие скачков пульсации давления газа указывает на то, что обследованные режимы работы ГПА определяют некую пороговую область возбуждения автоколебаний.

5. На временных интервалах существования колебаний с частотой 300 Гц характер изменения вибрации ТПО и ЦБН, пульсации давления газа и перепада давления на конфузоре практически одинаков: возрастание или снижение уровней или приблизительно стабильное значение.

Анализ полученных результатов позволил принять гипотезу возникновения повышенной вибрации ТПО и ЦБН на частоте 300 Гц, согласно которой в одной из неоднородностей проточной части нагнетателя возникают гидродинамические пульсации газа. Такой неоднородностью может быть дефектное лабиринтное уплотнение покрывного диска рабочего колеса [4], рассекатель, установленный во всасывающем патрубке [5], или другой элемент проточной части. Предположительно, при обтекании потоком газа неоднородности на ней возникают крупномасштабные гидродинамические структуры с периодичностью, близкой к периодичности одной из форм колебаний ротора нагнетателя. Колебания ротора, в свою очередь, детерминируют эти структуры по частоте срыва, возникают автоколебания в системе «ротор –
газовый поток», раскачивающие ротор на частоте автоколебаний. Колебания ротора – точнее, рабочего колеса – вызывают пульсации газа во входной и выходной полостях нагнетателя, генерирующие акустические колебания с этой частотой (приблизительно 300 Гц) в присоединенные трубопроводы. Эти акустические колебания приводят к вибрации входного и выходного трубопроводов ЦБН. Вибрация ротора через подшипники передается на корпус нагнетателя. Вибрация входного и выходного трубопроводов на частоте 300 Гц вызывает резонансную вибрацию неподвижной части ЛО с большими амплитудами.

Повышенная вибрация ЛО явилась основным индикатором дефекта в системе «трубопровод –
ЦБН», на который было первоначально обращено внимание. Можно предположить, что рассмотренные процессы не столь уникальны, но они остаются незамеченными в других случаях из­за отсутствия такого индикатора (т. е. отсутствия условий механического резонанса в присоединенной трубопроводной системе).

Для подтверждения предположения о резонансных колебаниях ротора на частоте 300 Гц были выполнены расчеты частот форм колебаний ротора по упрощенной расчетной схеме, которая корректировалась по соответствию расчетного и паспортного значений частоты 1­й формы колебаний (1­й критической скорости) с допустимой погрешностью 20 %. На рис. 3 представлены результаты расчета 2­й формы изгибных колебаний ротора.

Полученное расчетное значение частоты 2­й формы колебаний ротора Fр2 = 308 Гц (при частоте 1­й формы колебаний 94 Гц) достаточно хорошо совпадает с частотой рассматриваемых колебаний (300 Гц), что подтверждает правильность принятой гипотезы в части резонансного характера вибрации ротора. Из рис. 3 видно, что максимум прогиба ротора по 2­й форме близок к положению рабочего колеса на валу. Это подтверждает возможность генерирования колесом акустических колебаний газа в присоединенные трубопроводы с частотой этой формы.

Для выявления возможной первопричины дефектного состояния, а именно участка возбуждения гидродинамических колебаний, была проведена ревизия проточной части нагнетателя ГПА № 1 и сопоставление ее с проточными частями нагнетателей других ГПА. Схема замеров зазоров показана на рис. 4, результаты измерений зазоров – в табл. 2.

Результаты, приведенные в табл. 2, показали, что зазоры «и» и «н» ЦБН № 1 существенно отличаются от аналогичных зазоров ЦБН № 2, 3.

Произведенные замеры расположения рассекателя во всасывающих патрубках ЦБН и расстояния до входной кромки направляющего аппарата всасывающей камеры также имеют расхождения (рис. 5).

Были измерены геометрические размеры рассекателей во всасывающих патрубках на ГПА № 1–3, где также наблюдаются расхождения (рис. 6).

Конструкция крышки со смонтированными на ней всасывающей и сборной кольцевой камерами ГПА ст. № 1 отличается от ГПА ст. № 2, 3 геометрическими размерами места установки подпружиненного кольца (рис. 7).

В результате осмотра и сравнения проточных частей выявлены различия в конструкциях крышек ЦБН со смонтированными всасывающей и сборно­кольцевой камерами:

• расстояние между уплотнением рабочего колеса нагнетателя и сборной кольцевой камерой на ГПА № 1 меньше на 20 мм по сравнению с ГПА № 2, 3;

• толщина кольца на ГПА № 1 меньше на 20 мм по сравнению с ГПА № 2, 3.

При проведении ревизии обнаружены повреждения участков гребней протяженностью 10–200 мм. Техническое состояние лабиринтного уплотнения было признано неудовлетворительным. Восстановление лабиринтного уплотнения привело к уменьшению вибрации на частоте 300 Гц, однако не исключило ее появления.

Для подтверждения гипотезы проведены работы по переустановке торцевых крышек со всасывающими и кольцевыми камерами с ЦБН ГПА № 1 на № 2. После переустановки крышек на ЦБН ГПА № 1 и 2 вибрация ТПО ГПА № 1 на частоте 300 Гц практически исчезла, но возникла на обвязке ГПА № 2, что однозначно указало на наличие возбудителя рассматриваемых колебаний в проточной части собственно ЦБН ГПА № 1.

Результаты анализа натурных измерений, расчета форм колебаний ротора и ревизии проточной части нагнетателя подтвердили правомерность принятой гипотезы возникновения колебаний с частотой 300 Гц обследованного ЦБН и присоединенных трубопроводов. Возникновение рассмотренных колебаний связано с конструктивными особенностями проточной части нагнетателя (всасывающей камеры ЦБН). Подтверждена нецелесообразность изменения конфигурации ТПО ГПА.

Полученные данные расширяют возможности вибродиагностических обследований ТПО ЦБН в части оценки влияния вибрации нагнетателя на трубопроводы ЦБН, связанной с пульсацией газа во входной и выходной полостях нагнетателя, генерирующей акустические колебания с частотой примерно 300 Гц в присоединенных трубопроводах. Возникающий механический резонанс в присоединенной трубопроводной системе может являться основным индикатором дефекта в системе «трубопровод – ЦБН». Для более детального определения причин возникновения колебаний с частотой 300 Гц в проточной части рассмотренного нагнетателя требуется проведение дополнительных расчетно­экспериментальных исследований.


Таблица 1. Результаты измерений вибрации ЛО линии всасывания


№ точки

Ve (4–1500 Гц), мм/с

Vei, мм/с

Fi, Гц

1

1,22

0,79

297,5

2

4,75

4,06

297,5

3

16,88

15,86

297,5

4

18,62

17,67

297,5

 


Таблица 2. Результаты замеров по проточным частям ЦБН ст. 1, 2, 3


Контролируемый
размер

ЦБН ст. № 1

ЦБН ст. № 2

ЦБН ст. № 3

ЦБН ст. № 1
с крышкой
от ЦБН ст. № 2

ЦБН ст. № 2
с крышкой
от ЦБН ст. № 1

Осевой разбег (по чертежу 0,4¸0,6 мм)

0,43

0,4

0,42

Зазор «и» (по чертежу 5 мм)

9,0

4,5

6,3

8,5

5,0

Зазор «к» (по чертежу 12 ± 1 мм)

15,5

14,5

13,2

Зазор «л» (по чертежу 12 ± 1 мм)

11

11

11,7

Зазор «н» (по чертежу 26 ± 2 мм на ЦБН
ст. № 1 и 48 ± 2 мм на ЦБН ст. № 2, 3)

27,2

47,5

50,2

49,7

25,5

Зазор «м» (по чертежу 7 мм)

10

11,2

9,3

14,5

9,5

Перемещение подпружиненного кольца

6,5

12

11,5

Натяг на подпружиненном кольце

2,1

5,6

2,8

3,6

4,5

Зазор «а» (по чертежу 0,4¸0,72 мм)

0,4

0,4¸0,68,0

0,5¸0,7

0,52¸0,7

0,4¸0,42

Зазор «п» (по чертежу 3,5 ± 0,3 мм)

3,5

3,0

3,6

3,0

3,4



← Назад к списку