автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.12, диссертация на тему:Разработка и апробация комплексных методов вибрационного исследования и диагностики центробежных нагнетателей природного газа

/На правах рукописи

Олейников Алексей Владимирович

РАЗРАБОТКА И АПРОБАЦИЯ КОМПЛЕКСНЫХ МЕТОДОВ ВИБРАЦИОННОГО ИССЛЕДОВАНИЯ И ДИАГНОСТИКИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАГНЕТАТЕЛЕЙ ПРИРОДНОГО ГАЗА

Специальность 05.04.12 - Турбомашины и комбинированные турбоустановки

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

003474433

Екатеринбург 2009

Работа выполнена в ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет - УПИ имени первого Президента России Б.Н.Ельцина» на кафедре «Турбины и двигатели».

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор

Урьев Евгений Вениаминович

Официальные оппоненты: Заслуженный деятель науки и техники РФ

доктор технических наук, профессор Иванов Вадим Андреевич кандидат технических наук, Яганов Александр Михайлович

Ведущая организация: ГПУ ООО «Газпром добыча Оренбург»

Защита состоится /¿йюля 2009 г. в 14°°на заседании диссертационного совета Д 212.285.07 при ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет - УПИ» по адресу: 620002, г. Екатеринбург, ул. С.Ковалевской, 5, ауд. Т-703.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет - УПИ имени первого Президента России Б.Н.Ельцина».

Ваши отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью организации, просим направлять по адресу: 620002, г. Екатеринбург, ул. Мира, 19, УГТУ-УПИ, ученому секретарю университета. Тел.: (343) 375-48-51, факс: (343) 375-94-62, e-mail: lta_ugtu@mail.ru Автореферат разослан ^ июня 2009 г.

Ученый секретарь диссертационного совета, кандидат технических наук

К.Э. Аронсон

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. Современные газоперекачивающие агрегаты (ГПА), эксплуатирующиеся на компрессорных станциях (КС) магистральных газопроводов, состоят из привода и центробежного нагнетателя природного газа (ЦНПГ). Завод-изготовитель и обслуживающие предприятия гарантируют надежную и эффективную работу ЦНПГ в течение всего срока правильной технической эксплуатации. В настоящее время наблюдается стабилизация потока отказов по абсолютной величине и частоте проявления. Однако проблема надежности эксплуатации, обслуживания и ремонта при одновременном обеспечении экономичности ЦНПГ была и остается значительной, а актуальность ее решения очевидна. Вибрационное состояние ЦНПГ в процессе эксплуатации в значительной степени определяет указанные показатели. Одним из основных мероприятий, обеспечивающих высокую вибрационную надежность агрегатов, помимо балансировки роторов, является отстройка системы «ротор-опоры» от резонансов, качественная сборка ЦНПГ в условиях завода-изготовителя и особенно в процессе ремонта.

Важнейшим фактором, от которого зависят надежность и долговечность ЦНПГ, является выбор конструкции используемых гидродинамических подшипников, контроль их геометрии в процессе эксплуатации и восстановление в процессе ремонта. Широкое использование в ЦНПГ сегментных опорных подшипников, менее износостойких и предъявляющих повышенные требования к качеству сборки и смазки, представляется чрезмерным и не всегда оправданным.

Исходной информацией для проведения ремонтов ЦНПГ в условиях эксплуатации являются результаты диагностики их технического состояния. При проведении диагностики информацию для анализа состояния ЦНПГ получают главным образом путем измерения вибраций корпуса, которые изначально являются не прямыми, а косвенными показателями динамики системы «статор - подшипники - ротор» ввиду высокой жесткости и большой массы статора. Именно поэтому, на нащ взгляд, организованный таким образом процесс вибрационной диагностики далеко не всегда позволяет корректно оценить техническое состояние ЦНПГ. Даже

V

значительные дисбалансы ротора, такие, например, как остаточный его прогиб, не всегда могут быть четко диагностированы.

Цель работы заключается:

в совершенствовании выбора типов и параметров используемых опорных подшипников ЦНПГ на основе современных методов, средств, аналитических и расчетных подходов, которые позволяют в полной мере учесть влияние свойств опорной системы на вибрационные характеристики агрегатов, а также разработать на основе полученных результатов исследования обоснованные методы диагностирования технического состояния роторов и опорных подшипников и тем самым обеспечить вибрационную надежность агрегатов в эксплуатации;

В качестве базового агрегата, для которого выполнена основная часть экспериментальных и расчетных исследований, выбран нагнетатель НЦВ-б,3/67К-2,2, имеющий в эксплуатации ряд проблем в области вибрационной надежности.

Научная новизна работы определяется тем, что впервые:

на основе численного моделирования подробно исследованы динамические характеристики подшипников скольжения и их влияние на свойства системы «ротор-опоры» с учетом специфики конструкторских решений, используемых при создании ЦНПГ; показано, что, вопреки сложившемуся мнению, сегментные подшипники обладают большей демпфирующей способностью по сравнению с втулочными подшипниками скольжения;

изучен вопрос влияния демпфирования в опорах на собственные частоты системы «ротор-опоры»; на основе полученных результатов показано ужесточающее воздействие демпфирования, сопровождающееся повышением собственных частот изгибных форм колебаний вала и соответствующим ростом упругих прогибов;

исследовано и показано влияние уплотнений «масло-газ» на динамические характеристики системы «ротор-опоры» ЦНПГ;

исследованы и установлены причины повышенного уровня вибрации роторов нагнетателей типа НЦВ-б,3/67К-2,2, вызванные как техническим состоянием роторов и подшипников, так и амплитудно-частотными характеристиками самого нагнетателя и предложены

мероприятия, обеспечивающие повышение его надежности в условиях эксплуатации;

численно смоделированы, обоснованы и предложены в качестве диагностических признаков технического состояния опорных подшипников скольжения характерные изменения параметров вынужденных и собственных колебаний системы «ротор-опоры».

Достоверность и обоснованность результатов работы определяются: значительным объемом экспериментальных данных; использованием стандартной регистрирующей и анализирующей аппаратуры, имеющей сертификаты метрологической поверки; воспроизводимостью опытных данных; согласованностью экспериментальных данных с результатами расчетов; использованием лицензированного программного пакета БуКоВеБ и программы «РпууЛг», прошедшей тщательную верификацию; результатами сопоставления с данными, полученными другими авторами.

Практическая ценность работы заключается в том, что проведенные автором исследования и предложенные методики диагностики подшипников скольжения роторов частично реализованы и могут быть использованы при решении научно-технических проблем комплексного повышения вибрационной надежности ЦНПГ и других турбомашин.

Личный вклад автора заключается в анализе и сопоставлении опубликованных данных по вибрационному состоянию ЦНПГ; проведении расчетов по определению динамических коэффициентов жесткости и демпфирования различных типов подшипников скольжения и выявлению их влияния на динамику системы «ротор-опоры»; проведении экспериментальных исследований по выявлению причин потери устойчивости и срыва в автоколебания роторов ЦНПГ; разработке мероприятий по повышению вибрационной надежности ЦНПГ и методов их диагностики.

На защиту выносятся следующие основные положения:

1. Результаты сравнительного исследования упругодемпфирующих свойств гидродинамических подшипников различных типов и рекомендации по использованию их в ЦНПГ.

2. Результаты исследований влияния демпфирования в опорах и влияния ужесточающих и демпфирующих свойств концевых, кольцевых

уплотнений ротора на величину собственных частот системы «ротор-опоры».

3. Результаты расчетно-экспериментального исследования причин повышенной вибрации нагнетателей НЦВ-6,3/67К-2,2 и разработка мероприятий по повышению их надежности.

4. Методы диагностирования подшипников скольжения на основе анализа изменения АЧХ агрегата и собственных частот системы, в том числе частот маятниковых колебаний.

Апробация работы. Основные результаты исследований, изложенные в диссертации, были представлены на научно-технических семинарах кафедры «Турбины и двигатели», конференциях молодых ученых ГОУ ВПО УГТУ-УПИ (Екатеринбург, 2005, 2006), на V Международном научно-техническом совещании "Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностики оборудования электрических станций" (Москва, ВТИ, 2007), на V Международной научно-технической конференции «Совершенствование оборудования ТЭС, внедрение систем сервисного обслуживания, диагностирования и ремонта» (Екатеринбург, 2007).

Реализация. На основе полученных результатов разработаны мероприятия по повышению вибрационной надежности ЦНПГ с гидродинамическими подшипниками, в том числе и на предприятии ГПУ ООО «Газпром добыча Оренбург».

Публикации. По теме диссертации опубликовано 9 работ, из них 3 статьи в реферируемых изданиях по списку ВАК, в том числе 1 статья по направлению «Энергетика».

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения по работе, списка использованной литературы, включающего 71наименование. Работа изложена на 135 страницах, включая 79 рисунков и 11 таблиц.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснованы выбор направления исследования и его цели, определен круг основных задач исследования, показаны актуальность, научная и практическая значимость решаемых проблем.

В первой главе приведен аналитический обзор литературных источников, которые посвящены конструкции ЦНПГ в целом, а также

непосредственно конструкции подшипников, применяемых в ЦНПГ и других турбомашинах. Также представлен обзор, посвященный результатам расчетных и экспериментальных вибрационных исследований и методам технической диагностики ГПА. В рассмотренных источниках имеются разнообразные данные по динамическим характеристикам оборудования, определяемым с учетом динамических свойств масляного слоя, подшипников скольжения. Многие данные по характеристикам подшипников скольжения противоречат друг другу. Практически отсутствуют исследования по динамической устойчивости ЦНПГ. Из обзора также видно, что диагностике подшипников скольжения посвящено значительно меньшее количество работ по сравнению с работами, посвященными подшипникам качения.

Исходя из проведенного анализа литературных данных, с учетом поставленной цели исследования сформулированы следующие основные задачи исследования:

1. Провести расчетно-аналитическое исследование различных типов подшипников на основе современных средств и подходов. Сравнить динамические коэффициенты жесткости и демпфирования различных типов подшипников, обобщить и выявить степень их влияния на динамические характеристики системы «ротор-опоры». Выполнить оценку влияния коэффициентов демпфирования подшипников на значения собственных частот системы «ротор-опоры».

2. Выявить причины возникновения низкочастотной вибрации (НЧВ) в условиях эксплуатации путем испытания ротора ЦНПГ на РБС и сравнения полученных данных на РБС с данными, полученными в результате виброобследования нагнетателя.

3. Обосновать на базе полученных результатов возможность диагностирования как системы «ротор-опоры» в целом, так и прежде всего технического состояния опорных подшипников.

Во второй главе проведено расчетное исследование различных типов подшипников скольжения, таких как втулочные подшипники с цилиндрической и эллиптической расточкой вкладыша, с эллиптической расточкой вкладыша и смещенной верхней половиной относительно нижней, а также сегментного подшипника. Все геометрические размеры, а также тип смазочного масла для подшипников приняты идентичными, кроме радиального зазора, который для сегментного подшипника принимается

7

несколько меньшим исходя из рекомендаций Воскресенского*. Коэффициент эллиптичности для подшипника с эллиптической расточкой вкладыша равен 0,5, а коэффициент смещения для подшипника со смещенными половинами равен 0,7.

Исследования свойств системы «ротор-опоры» выполнялись в соответствии с программой совместных работ по изучению влияния свойств подшипников в целом и различных остаточных дисбалансов, в т.ч. вызванных остаточным прогибом роторов, на качество балансировки гибких роторов и методов нормирования требований к их балансировке с фирмой «Сименс», США (Siemens Power Generation Inc., USA). Расчеты выполнялись с использованием интегрированного программного пакета DyRoBeS (лиц. согл. 3237).

Данный программный пакет основан на методе конечных элементов. При расчетах подшипников основным уравнением, описывающим распределение давления в гидродинамическом слое подшипника скольжения, является уравнение Рейнольдса, полученное из уравнения Навье-Стокса и уравнения неразрывности. Нелинейные силы масляного слоя, действующие на шейку ротора, определяются при наложении граничных условий и интегрировании распределения давления. В программном пакете также предусмотрен расчет статических и динамических характеристик подшипников. Для расчета статических характеристик производится расчет момента и силы, действующих в двух взаимно перпендикулярных направлениях. Для определения динамических характеристик подшипника используются линейные коэффициенты жесткости и демпфирования, которые получены из линеаризованного уравнения гидродинамических сил.

По результатам исследования проведено сравнение динамических коэффициентов между всеми типами подшипников в вертикальном (ось Y) и горизонтальном (ось X) направлениях (рис.1, рис.2). В силу того что результаты расчетов громоздки, далее для анализа и сравнения характеристик подшипников приведены значения для дискретных частот вращения (1000, 3000, 5000 и 8000 об/мин). Максимальная частота была выбрана исходя из ее близости к рабочей частоте вращения ЦНПГ, а частота вращения 3000 об/мин соответствует зоне расположения первой критической

* Воскресенский В.А., Дьяков В.И. Расчет и проектирование опор скольжения (жидкостная смазка): Справочник. - М.: Машиностроение, 1980. - 224 е., ил. (Б-ка конструктора)

Й 50000

I

40000

зоооо

к

а

| 20008 и

^ 10000

о

200000

а

й 160000 {ч

к

о 120000

° 80000 и

40000

частоте системы «ротор-опоры». На рис.2 приведено сопоставление коэффициентов демпфирования только по оси X, поскольку их соотношение по оси У для различных типов подшипников носит аналогичный характер.

Из рис, 1 видно, что жесткость сегментных подшипников, по крайней мере в вертикальном направлении, остается соизмеримой со всеми типами подшипников, подвергшимися исследованию. В свою очередь, вопреки принятому мнению, демпфирование сегментного подшипника в разы выше, чем у втулочных подшипников, {см. рис.2).

60000

0

1000 ЗООО 5000 3000

Частота вращения, об/мин

Рис. 1. Изменение коэффициентов жесткости по оси X и У в зависимости от частоты вращения:

@ —подшипник с цилиндрической расточкой вкладыша, И -подшипник с лимонной расточкой вкладыша, □ — подшипник с лимонной расточкой вкладыша и смещенной

верхней половиной вкладыша относительно нижней, О - сегментный подшипник (<5=0,09 мм). В -сегментный подшипник (5=0,05 мм)

1000 3000 5000 8000

Частота вращения, об/мин

Рис.2. Изменение коэффициентов демпфирования по оси X в зависимости от частоты вращения. Обозначения согласно рис.1.

Для оценки влияния коэффициентов жесткости и демпфирования на динамические характеристики системы «ротор-опоры» были рассчитаны амплитудно-частотные характеристики (АЧХ) ротора (рис.3 и 4), опирающегося на сегментные подшипники и подшипники с эллиптической расточкой вкладыша.

500 2000 3500 5000 6500 8000

Частота вращения, об/мин

Рис.3, Амплитуда вынужденных колебаний ротора ЦНПГ, установленного на втулочные подшипники о лимонной расточкой вкладыша, в зависимости от частоты вращения: —»— амплитуда перемещений относительно о си У., мм, -е- амплитуда перемещений относительно оси V, мм

Е0

0,14 0,12

I 0,1 § 0,08 0,06 < 0,04 0,02 0

500 2000 3500 5000 6500 8000

Частота вращения, об/мин

Рис.4. Амплитуда вынужденных колебаний ротора ЦНПГ, установленного на сегментные подшипники, в зависимости от частоты вращения. Обозначения согласно рис.3.

Из рис. 3 и 4 видна принципиальная разница в АЧХ ротора в зоне первой критики на указанных подшипниках. Для ротора на подшипниках с лимонной расточкой наблюдается расслоение частот резонансов по первой форме в горизонтальном и вертикальном направлениях. При практически таком же соотношении жесткостей по осям у сегментных подшипников расслоение резонансов практически отсутствует, а вибрация вала на резонансе, действительно, как это подтверждается и практикой, в 1,5 - 2 раза превышает вибрацию ротора в соответствующих направлениях на подшипниках с лимонной расточкой. И это притом, что коэффициенты демпфирования в сегментном подшипнике в разы, а то и на порядок больше.

Объясняется это тем, что демпфирование, если оно реализуется в подшипниках, прямо связано с жесткостью опор, являясь одновременно и демпфирующим, и ужесточающим фактором. Это подтверждается вариантными расчетами с изменением коэффициентов жесткости и демпфирования в широком диапазоне значений.

Величина жесткости масляного слоя была принята в расчетах равной 105 Н/мм. Это значение соответствует некой усредненной жесткости масляного слоя для рассмотренных выше подшипников. Величины коэффициентов демпфирования также приняты из диапазона, характерного для реальных подшипников, и изменялись от 200 Н-с/мм до 900 Н-с/мм.

Из рис.5 видно, что при увеличении коэффициента демпфирования амплитуда вибрации шейки вала снижается и при максимальном значении

п

0,5

0.45

0,4

S 0.35 з

a 0,3 ct

P 0,25

Я

§ 0,2 % 0.15 0.1 0,05 0

100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 Демпфирование, Н-с/мм

Рис.5. Изменение величины амплитуды вибрации ротора в середине пролета и его цапфы в зависимости от величины коэффициента демпфирования

демпфирования отличается практически в 2 раза от амплитуды виброперемещения того же сечения при минимальном коэффициенте демпфирования. Одновременно с этим с увеличением коэффициента демпфирования до некоторого уровня (400 - 500 Н-с/мм) амплитуда вибрации ротора в середине пролета также снижается, но при дальнейшем росте коэффициентов демпфирования возрастает, становясь сначала соизмеримой с амплитудой вибрации при минимальных коэффициентах демпфирования, а в дальнейшем даже превосходя её.

Это происходит в результате увеличения сил демпфирования в подшипниках, которое сопровождается эффектом уменьшения перемещений вала в опорах, что эквивалентно ужесточению опор и в конечном итоге приводит к увеличению прогиба вала в пролете на критических частотах вращения. Рост прогиба вала на критических частотах вращения сопровождается ростом центробежных сил от дисбалансов и соответствующим ростом динамических реакций опор.

В классической теории колебаний указывается на несущественное влияние демпфирования на собственные частоты колебательной системы. Именно поэтому в большинстве программных пакетов расчет собственных частот и критических частот валов производится только с учетом жесткости опор и без учета демпфирования. Однако это справедливо только для случаев

Г-"""

SJ Вибрапия ротора в середине пролета

Вибрация папе )ы ротора

/

приложения сил демпфирования в пролете. При демпфировании в подшипниках его влияние на собственные частоты вала принципиально иное.

Для уточнения влияния величины коэффициентов демпфирования в опорах на собственные частоты системы «ротор-опоры» был проведен расчет критических частот. Расчет выполнялся для трех случаев: первый, когда демпфирование отсутствовало; второй, когда коэффициент демпфирования С=20 Н-с/мм, и третий, когда коэффициент демпфирования С=200 Н-с/мм. При этом жесткость опор изменялась от величины, соответствующей абсолютно жестким опорам, до величины, соответствующей очень податливым опорам (рис.6).

Из рис. 6 видно, что учет коэффициентов демпфирования при той же жесткости опор приводит к росту собственных частот. Более того, при определенных соотношениях жесткости опор и демпфирования в них

1 101 102 103 104 105 10б ю7 ю8 ю9 ю10

Жгсткость, Н/мм

Рис.6. Карта критических частот с учетом влияния коэффициента демпфирования

колебания вала по первым двум формам не переходят при абсолютно податливых опорах к колебаниям ротора как жесткого тела, а сохраняются изгибные колебания ротора. Из рис.6 также видно, что собственные частоты при коэффициентах демпфирования, по значению близких к реальным, при любой жесткости опор становятся соизмеримыми со значением частот, соответствующих колебаниям ротора на абсолютно жестких опорах. Это необходимо учитывать при проектировании турбомашин, опирающихся на опоры скольжения.

1 В свете указанного влияния демпфирования на собственные частоты и прогибы ротора на критических частотах вращения становится чрезвычайно важным использование штатных подшипников, особенно, если это подшипники сегментного типа, в процессе балансировки роторов на РБС. Это тем более важно, если нормирование остаточного дисбаланса производится по вибрации ротора или вибрации опор. Наоборот, использование подшипников с меньшей жесткостью и особенно с меньшим демпфированием при нормировании остаточных дисбалансов по формам (по остаточным модальным дисбалансам) позволяет снизить собственные частоты системы «ротор-опоры» до частот вращения, соответствующих рабочему диапазону, что делает возможным более качественное уравновешивание роторов по формам колебаний.

Именно описанным механизмом влияния демпфирования, а не более высокой жесткостью и меньшим демпфированием, как это трактуется во многих исследованиях, объясняются и рост вибрации вала на сегментных подшипниках, и отсутствие расслоения частот резонансов (см. рис.4). Это же видно из того, что если критическая частота ротора по второй форме на втулочных подшипниках лежит в диапазоне 9500 об/мин (рис.3), то при опирании на сегментные подшипники (рис.4) вторая критическая частота лежит значительно выше расчетной при соответствующих значениях жесткости опор.

В третьей главе представлено расчетно-экспериментальное исследование вибрационной надежности нагнетателя НЦВ-б,3/67К-2,2. Данное исследование проводилось при помощи программы «Рго^Ьг», полученные результаты которой были уточнены при помощи программного пакета Бу11оВе5. Также были проведены натурные испытания ротора в условиях РБС* ЗАО «Уральский турбинный завод»; результаты были сопоставлены с данными, полученными при виброобследовании ЦНПГ в условиях эксплуатации. Цель исследования заключалась в выявлении причин низкой вибрационной надежности ЦНПГ. Исследование проводилось по стандартной методике, которая подразумевает разгон ротора до его максимальной частоты вращения и выбег до полного останова с измерением силовых и скоростных характеристик. Одна из причин, на которой было

* РБС - вакуумный разгонно-балансировочный стенд ОН-6, ОН-10 производства фирмы ЭСИБЫСК, Германия.

акцентировано внимание, стал срыв ротора в низкочастотную вибрацию (НЧВ). Еще одной причиной рассматривалась недостаточная отстройка системы «ротор-опоры» от резонанса. И в том, и в другом случае высокая вибрация ротора сопровождалась задеваниями вала в уплотнениях, чем и объяснялись значительные односторонние натиры на роторе в зоне уплотнений, которые в ряде случаев приводили к незначительным остаточным прогибам вала нагнетателя. Однако такие причины как неудовлетворительная балансировка ротора или недостаточность двухплоскостной балансировки на низкочастотных балансировочных станках были признаны маловероятными для возникновения высокой вибрации ротора на рабочей частоте вращения даже при наличии остаточной деформации ротора, что подтверждается как расчетами, так и испытаниями на РБС. Кроме того, остаточные прогибы валов, вызванные вышеуказанными причинами, могут быть устранены термомеханической правкой или проточкой.

На рис.7 приведен график динамических реакций опоры №1 РБС при разгоне ротора до рабочей частоты вращения и его выбеге, а в табл. 1 приведены значения динамических реакций амплитуды и фазы оборотной вибрации на контрольных частотах вращения. 180

Ъ &

а

Й 1)

О.

^

о и

S

Я

а к И

10

1500 2500 3500 4500 5500 6500 7500 8500 Частота вращения, об/мин Рис.7. Динамическая реакция опоры №1 в зависимости от частоты вращения:

-Выбег; ——Разгон

Из рис.7 и табл. I видно, что динамические реакции опор при частотах вращения свыше 4000 об/мин значительно превышают рекомендуемый уровень.

Таблица 1

Оборотная вибрация и динамические реакции опор РБС

Частота вращения, Амплитуда/фаза оборотной Динамическая реакция

об/мин вибрации, (мм/с)/град

Опора №1 Опора №2 Опора №1 Опора №2

1000 П 01/975 0 01/0 _ _

4000 0,03/286 0,08/269 320 550

5000 0,08/254 0,24/253 900 1800

6000 0,13/268 0,42/249 950 1800

7000 0,05/235 1,14/257 1200 1800

8300 0,75/63 2,7/257 1800 2100

8300* 0,72/73 2,94/255 1800 2100

* - через 25 мин. после выхода на рабочую частоту вращения

В то же время оборотная вибрация практически во всем диапазоне частот вращения умеренная, и только с приближением к рабочей частоте вращения она несколько возрастает. Последнее связано с тем, что вторая критическая частота вращения из-за низкой жесткости масляного слоя приблизилась к рабочей частоте вращения. Это хорошо видно из табл.1 по изменению фаз оборотной вибрации в районе частот вращения 7000-8000 об/мин.

Вместе с тем полученные данные подтверждают, что двухплоскостная низкочастотная балансировка ротора не только обеспечивает спокойное прохождение первой критической частоты вращения, которая, как это и ожидалось, лежит в районе 3000 об/мин, но и достаточна для обеспечения нормального вибрационного состояния ротора во всем диапазоне частот вращения. Лавинообразный рост динамических реакций по опоре, который наблюдается на частоте вращения 3800-3900 об/мин (см. рис.7) при отсутствии существенных изменений оборотной вибрации, типичен для случая возникновения автоколебаний, что подтверждается и характерной петлей гистерезиса при разгоне и выбеге ротора.

Подтверждением определяющего значения НЧВ является следующая численная проверка. Если НЧВ происходит в режиме, близком к обкатке, то радиус прецессии ротора должен приблизительно совпадать с половиной зазора во вкладыше. Тогда центробежная сила, действующая на ротор в процессе НЧВ, определится как

Д 2

^центр ~~ М * ~ * 0)нчв,

где М - масса ротора, кг; Д - потолочный зазор в подшипнике, мм,

и при й) = 2л/" (/ = 50Гц) составит приблизительно 5000 Н, что дает для симметричного ротора динамические реакции каждой опоры порядка 2500 Н. Таким образом, срыв в НЧВ в процессе испытаний на РБС подтвердил склонность системы «ротор-опоры» к автоколебаниям, что определяется не только используемьми подшипниками, но и упругими свойствами ротора.

Для подтверждения вероятности потери устойчивости агрегата ЭГПА-Ц-6,3 в эксплуатации были использованы данные виброобследования ОАО «Техдиагностика», проводимого в 2001 г. (рис.8) и в 2002 г. (рис.9).

3

I 2,5

о"

§ 2 §

I 1,5

а.

<о 1

в 1

о о.

0,5

ю

0

О 20 40 60 „ 80 100 120 140 160 180

Частота, Гц

Рис.8. Спектр вибрации передней опоры нагнетателя в вертикальном направлении (2001 г.)

|

1

1 / _1

* —1. _ ! /\ Г^—Ш -

& и

а

5Г С

а

ю к СО

А .. ______ 1 __________1___________ :.....л

% АЛл^ ! ! * ----!.. . .

О

20

40

60

80 100 Частота, Гц

120

140

160

180

Рис.9. Спектр вибрации передней опоры нагнетателя в вертикальном направлении (2002 г.)

Из рис.8 и 9 видно, что оборотная вибрация, а также вибрация с частотой 50 Гц значительно изменилась после ремонта, проведенного в 2002 г., по отношению к аналогичным показателям 2001 г.

При этом нет оснований считать, что столь высокие значения вибрации с частотой порядка 50 Гц явились наведенными от приводного двигателя. Это следует из того, что, по данным эксплуатации, вибрация на опорах двигателя в последнем цикле испытаний действительно была больше по сравнению с показателями испытаний 2001 г. в 1,5-2 раза, но вибрация опор нагнетателя с частотой порядка 50 Гц увеличилась в 5-10 раз (табл. 2).

Таблица 2

Уровни вибрации опор нагнетателя с частотой 50 Гц

Год Виброперемещение мкм

испытания вертикальное поперечное осевое

2001 2,7 1 1,3

2002 10,2 9,5 5,5

Причиной потери устойчивости системы и срыва ротора в НЧВ, скорее всего, могло быть увеличение радиального зазора в подшипниках после ремонта агрегата. Следует отметить и некоторый рост оборотной вибрации опор нагнетателя на момент его повторных испытаний. Но рост уровня оборотной вибрации мог быть результатом как худшего качества балансировки ротора, так и снижения собственной частоты колебаний по второй форме. Это вполне объясняется снижением жесткости масляного слоя при увеличении зазоров во вкладыше.

Недостаточная отстройка системы «ротор-опоры» от резонанса рассматривалась как одна из причин неудовлетворительной работы ЦНПГ. С целью проверки данной версии были рассчитаны собственные частоты для нагнетателя НЦВ-6,3/67К-2,2. Расчеты проводились для трех случаев: без учета демпфирования в подшипниках, с учетом демпфирования и с учетом динамических характеристик концевых уплотнений нагнетателя. Результаты расчетов сведены в табл. 3.

Таблица 3

Результаты расчета собственных частот системы ротор-опоры

Расчет собственных частот на модельных опосах Речутпьтят пягчетя собггтпеннтлх чяо.тот. Гтт

1-Я форма 2-я форма

Без учета демпфирования 45,05 134,14

С учетом демпфирования 48,66 189,16

С учетом концевых уплотнений 50,08 194,61

Из таблицы видно, что учет демпфирования в опорах и влияния концевых уплотнений приводит к росту собственных частот по отношению к данным расчетов, проводимых только с учетом коэффициентов жесткости.

Первая критическая скорость точно совпадает с частотой привода нагнетателя, что также видно из спектров вибрации, представленных на рис. 8 и 9. Совпадение первой критической частоты системы «ротор-опоры» с частотой привода вызовет резонанс системы «ротор-опоры», который при удовлетворительной балансировке ротора не вызовет задеваний в проточной части ЦНПГ, что имело место на роторе нагнетателя НЦВ - 6,3/67К-2,2. Основной причиной задеваний ротора о проточную часть является срыв ротора в НЧВ по причине увеличенных радиальных зазоров в опорных подшипниках.

На основании выполненного анализа были даны рекомендации ремонтному персоналу по минимизации зазоров в пределах, указанных заводом-изготовителем, и восстановлению геометрии подшипников. После ремонта агрегата с выполнением указанных рекомендаций агрегат был введен в эксплуатацию с допустимым уровнем вибрации по валу.

В четвертой главе рассмотрены общие принципы диагностики подшипников скольжения ЦНПГ. Для проведения диагностических мероприятий и оценки состояния подшипников ЦНПГ существует необходимость подключения переносных приборов к штатной системе контроля вибрации, обусловленная трудностью анализа вибрационного сигнала, полученного с корпуса нагнетателя, а также возможностью снятия АЧХ ротора с машины, находящейся в эксплуатации. По ГОСТ ИСО 10816-1 штатная система контроля вибрации должна иметь выходы для подключения виброизмерительной аппаратуры. Но и в том случае, когда данных выходов нет, можно вместо измерительного вольтметра подсоединить переносной портативный виброанализатор (рис.10) позволяющий получить более полную

Рис.10. Схема проверки выходного сигнала датчика

колебаний ротора. Частота маятниковых колебаний вычисляется в первом приближении по достаточно простой формуле, Гц: /м = \^/(беерх /2)]3'5, где £ - ускорение свободного падения; 8верх - верхний зазор в подшипнике.

Предлагаемая методика предполагает определение резонансных частот маятниковых колебаний роторов во вкладышах при пусках или остановах агрегатов непосредственно после ремонта. Эти резонансы достаточно хорошо разделяются по вкладышам и носят почти независимый характер даже для подшипников одного ротора. Изменение частот маятниковых колебаний роторов, отслеживаемое при пусках или остановах, а также изменение уровня вибрации составляющих с указанными кратностями при постоянной частоте вращения позволяют оценить характер и возможную величину износа вкладышей. Важно выявить и оценить этот износ до момента появления других, гораздо более опасных, признаков изменения геометрии вкладышей, таких, например, как появление в спектре вибрации следов НЧВ.

Другой метод диагностики состояния подшипников основан на расслоении АЧХ ротора при изменении зазоров в подшипнике (рис.12,13).

500 2000 3500 5000 6500 8000

Частота вращения, об/мин

Рис.12. АЧХ ротора ЦНПГ, установленного на сегментные подшипники скольжения (зазор 0,05 мм):

—♦— амплитуда перемещений относительно оси X, мм; —»- амплитуда перемещений относительно оси У, мм

Из рис.12 достаточно хорошо видно, что при прохождении ротором

критической частоты вращения расслоение частот в вертикальном и

поперечном направлении отсутствует. Из рис. 13 видно, что при увеличении

радиального зазора происходит расслоение частот и некоторое снижение

информацию для проведения диагностики и выполнить соответствующую его тарировку.

Следует отметить, что при контроле вибрации вала крайне важна правильная установка датчиков вибрации, а именно внутри межопорного пролета ротора. К сожалению, имеются многочисленные случаи установки датчиков с внешней стороны подшипников, что противоречит стандарту, и не позволяет правильно оценивать вибрации вала, особенно при работе вблизи критических скоростей вращения, где при высокой жесткости опор, но с учетом податливости масляного слоя располагаются узловые точки. При проведении диагностических мероприятий существует объяснение появлению существенных колебаний второй кратности, часто превышающих амплитуды оборотных колебаний, при анизотропных роторах или опережающего роста нечетных гармоник (3-й и 5-й) при разрушении крепежа полумуфт или появлении некольцевых трещин в роторах.

Но достаточно часто в спектре наблюдаются повышенные амплитуды колебаний с частотами, кратными частоте вращения, которые сложно объяснить. Примером может являться спектр колебания опоры нагнетателя, полученный при вибрационном обследовании (рис.11).

1

0,9

1 0,8

2 0,7 £ о,б

|0,5 8 0,4 10,3 а 0,2 0,1 о

0 100 200 300 400 500 600 700 800

Частота, Гц

Рис.11. Спектр колебаний задней опоры нагнетателя газа на рабочей частоте вращения (138 Гц) в горизонтально-поперечном направлении

На рис.11 хорошо видно, что уровень амплитуды виброскорости

колебаний, соответствующих 3-й кратности, соизмерим с колебаниями оборотной частоты. Причиной возникновения указанной вибрации является возбуждение гармониками оборотной частоты резонанса маятниковых

.....

*

«КГ к* и* шлА ИИ** 1

амплитуды вибрации в поперечном направлении. Именно данный признак можно использовать при диагностировании подшипников скольжения.

0,14 0,12

§ 0,08 I

I 0,06 I 0,04 0,02 0

500 2000 3500 5000 6500 8000

Частота вращения, об/мин

Рис. 13. АЧХ ротора ЦНПГ, установленного на сегментные подшипники скольжения (зазор 0,12 мм). Обозначения согласно рис.12.

Описанные подходы для оценки состояния подшипников можно также

использовать и при диагностике износа концевых масляных уплотнений,

однако это требует дополнительных исследований с целью уточнения

непосредственно методики диагностирования концевых уплотнений.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Спланировано и проведено численное моделирование различных типов подшипников скольжения с учетом их теплового состояния для определения динамических коэффициентов жесткости и демпфирования масляной пленки.

2. Показано, что коэффициенты жесткости у сегментных подшипников практически не отличаются от других типов подшипников скольжения, а коэффициенты демпфирования, напротив, гораздо больше по отношению к втулочным подшипникам. Выявленные особенности позволили опровергнуть ранее существовавшее мнение о чрезмерной жесткости сегментных подшипников, которая является причиной более высокой оборотной вибрации (по сравнению с втулочными подшипниками).

3. Проведен вычислительный эксперимент по исследованию влияния коэффициентов демпфирования на величину собственных частот системы «ротор-опоры» при изменении коэффициентов жесткости подшипника от абсолютно податливых опор до абсолютно жестких.

4. Проведен вычислительный эксперимент по уточнению собственных частот системы «ротор-опоры» для ротора ЦНПГ с учетом коэффициентов демпфирования и кольцевых уплотнений ротора. Исходя из полученных результатов сделаны выводы о необходимости учета коэффициентов демпфирования и кольцевых уплотнений при расчете динамических характеристик системы «ротор-опоры».

5. Спланировано и проведено экспериментальное исследование динамических характеристик ротора в условиях РБС. По результатам исследования выявлена одна из причин неудовлетворительной работы ЦНПГ, а именно срыв ротора в НЧВ по причине повышенных зазоров в подшипнике.

6. По результатам расчетов динамических характеристик подшипников и АЧХ ротора было предложено использовать последние для анализа состояния подшипников скольжения. Методика основана на изменении АЧХ ротора при изменении диаметрального зазора в подшипниках скольжения.

7. Предложено использовать маятниковые колебания для анализа состояния подшипников скольжения. Методика основывается на зависимости частоты маятниковых колебаний от диаметрального зазора в подшипниках скольжения.

Основное содержание диссертации изложено в следующих публикациях:

1. О правке роторов системами балансировочных грузов /Е.В.Урьев, А.В.Кистойчев, А.В.Олейников // Электрические станции. 2009. №1. С. 10-15.

2. Низкочастотная вибрация ~ причина нестабильной работы ГПА / A.B. Олейников, Б.В. Урьев // Газовая промышленность. 2007. №2. С. 52-57.

3.0 некоторых особенностях вибрационного состояния н диагностики центробежных нагнетателей природного газа (ЦНПГ) / A.B. Олейников, Е.В. Урьев // Компрессорная техника и пневматика. 2007. №2. С. 22 - 26.

4. Олейников A.B. Решение проблем вибрационной надежности на базе методов и средств вибрационной диагностики / A.B. Олейников, Е.В. Урьев //

Науч. тр. 8-й Отчета, конф. молодых ученых ГОУ ВПО УГТУ-УПИ: сб. ст. -Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2005. 4.1. С.430-432.

5. Олейников А.В. Разработка систем диагностики центробежных нагнетателей природного газа / А.В. Олейников, Е.В. Урьев // Науч. тр. 10-й Отчета, конф. молодых ученых ГОУ ВПО УГТУ-УПИ: сб.ст. - Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2006.4.2. С.248-251.

6. Олейников А.В. О маятниковых колебаниях и их влиянии на вибрационное состояние центробежных нагнетателей природного газа / А.В. Олейников, Е.В. Урьев // Науч. тр. 11-й Отчета, конф. молодых ученых ГОУ ВПО УГТУ-УПИ: сб. ст. - Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2007. Ч.З. С.75-77.

7. Олейников А.В. Об использовании моделирования при анализе устойчивости системы ротор-опоры к низкочастотной вибрации / А.В. Олейников, Е.В. Урьев // Науч. тр. 12-й Отчета, конф. молодых ученых ГОУ ВПО УГТУ-УПИ: сб. ст. - Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2007. Ч.З. С. 417-420.

8. Олейников А.В. О соотношениях жесткостных и демпфирующих показателей втулочных и сегментных подшипников и влиянии их на оборотную вибрацию роторов в области критических частот вращения / А.В. Олейников, Е.В. Урьев, С.Б. Иванов, М.М. Львов // Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностики оборудования электрических станций: сб. докл. - М.: ОАО «ВТИ», 2007. С. 97-101.

9. A. Oleynikov Research of complex dynamic characteristics of tilting-pad bearing and its diagnostics/ A. Oleynikov, E. Uryev // 12th International Scientific and Engineering Conference "Hermetic Sealing, Vibration Reliability and Ecological Safety of Pump and Compressor Machinery "HERVICON-2008". Poland, Kielce-Przemysl, 2008.

Подписано в печать 01.06.2009 Формат 60x841/16

Усл. печ.л. 1,39

Уч.-изд. л. 1,0 Тираж 100 Заказ 19 Бесплатно

Ризография НИЧ ГОУ ВПО УГТУ-УПИ 620002, Екатеринбург, ул. Мира, 19

ВВЕДЕНИЕ.

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Общие причины низкой вибрационной надежности ЦНПГ.

1.2. Типы и конструкции различных подшипников турбомашин.

1.3. Влияние различных типов и конструкций подшипников на колебания турбомашин.

1.4. Техническая диагностика.

1.4.1. Диагностика ГПА по термогазодинамическим параметрам.

1.4.2. Виброакустическая диагностика.

1.4. Выводы и постановка задач исследования.

2. РАСЧЕТНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПОДШИПНИКОВ И ВИБРАЦИОННЫХ ПАРАМЕТРОВ СИСТЕМЫ «РОТОР - ОПОРЫ» ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАГНЕТАТЕЛЕЙ ПРИРОДНОГО ГАЗА.

2.1. Расчетные исследования и анализ полученных результатов.

2.1.1. Общие положения.

2.1.2. Результаты расчета для подшипника с цилиндрической расточкой вкладыша.

2.1.3. Результаты расчета для подшипника с лимонной расточкой вкладыша.

2.1.4. Результаты расчета для подшипника с лимонной расточкой и смещенной верхней половиной вкладыша относительно нижней.

2.1.5. Результаты расчета для сегментного подшипника с зазором 5=0,09 мм.

2.1.6. Результаты расчета для сегментного подшипника с зазором 5=0,05 мм.

2.1.7. Анализ результатов расчета, полученных для различных типов подшипников.

2.2. Влияние демпфирования на характеристики системы «ротор-опоры»

2.3. Рекомендации по выбору конструкции подшипников для ЦНПГ на основе полученных результатов.

2.4. Выводы.

3. РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ВИБРАЦИОННОЙ НАДЕЖНОСТИ НАГНЕТАТЕЛЯ НЦВ - 6,3/67К-2,2.

3.1. Расчет собственных частот и форм колебаний ротора нагнетателя НЦВ- 6,3/67К-2,2.

3.2. Расчетное исследование вынужденных колебаний ротора нагнетателя НЦВ- 6,3/67К-2,2.

3.3. Исследование динамических характеристик ротора нагнетателя в условиях разгонно-балансировочного стенда.

3.3.1. Результаты контрольного осмотра и контрольных замеров испытуемого ротора нагнетателя.

3.3.2. Исследование динамики ротора на РБС.

3.4. Потеря устойчивости и явление НЧВ в процессе эксплуатации нагнетателя.

3.5. Учет факторов, влияющих на собственные частоты системы «ротор-опоры».

3.6. Выводы.Ill

4. ОБЩИЕ ПРИНЦИПЫ ДИАГНОСТИКИ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАГНЕТАТЕЛЕЙ ПРИРОДНОГО ГАЗА.

4.1. Общие положения.

4.2. Методы контроля вибрации вала центробежных нагнетателей природного газа.

4.3. Метод контроля состояния подшипников скольжения ЦНПГ по маятниковым колебаниям.

4.4. Метод контроля состояния подшипников скольжения центробежных нагнетателей природного газа по расслоению частот при прохождении резонансов системы «ротор-опоры».

4.5. Выводы.

В условиях эксплуатации и широкого диапазона изменения режимов работы ГПА на первый план выходят задачи предотвращения аварий, связанных с отказом отдельных элементов и узлов ГПА, и обеспечения вибрационного состояния агрегата, позволяющего наделено эксплуатировать агрегат во всем диапазоне рабочих режимов.

Решение указанных задач возможно только при условии расширения набора теоретически обоснованных, подтвержденных методами расчетного моделирования и прошедших опытную проверку в условиях эксплуатации диагностических признаков, дальнейшего совершенствования методов и средств диагностики, позволяющих организовать обслуживание и ремонт оборудования по техническому состоянию.

Надежность ГПА в целом в значительной степени определяется вибрационной надежностью, которая обеспечивается комплексом конструктивных решений, технологических приемов, методов теоретических, расчетных и экспериментальных исследований, используемых в процессе проектирования, создания и доводки агрегатов в эксплуатации. Среди них в первую очередь следует выделить:

1. Правильный учет упруго-массовых и демпфирующих характеристик элементов системы «ротор-опоры-корпус-фундамент» и правильную оценку их влияния на динамические характеристики агрегатов.

2. Обоснованный с точки зрения надежности, экономичности и ремонтопригодности выбор конструкции и параметров подшипников.

3. Обеспечение требуемого качества сборки роторов и их балансировки, с использованием соответствующих балансировочных методов, средств и норм на балансировку.

4. Использование методов анализа и расчетного моделирования, позволяющих предсказать особенности динамики агрегатов на этапе проектирования, подтвердить и объяснить динамические явления, снижающие вибрационную надежность агрегатов и выявить возможные направления решения проблем, наметить целесообразные мероприятия, направленные на устранение дефектов, разработать новые подходы в вопросах диагностирования агрегатов.

Цель работы заключается: в совершенствовании выбора типов и параметров используемых опорных подшипников ЦНПГ на основе современных методов, средств, аналитических и расчетных подходов, которые позволяют в полной мере учесть влияние свойств опорной системы на вибрационные характеристики агрегатов, а также разработать на основе полученных результатов исследования обоснованных методов диагностирования технического состояния опорных подшипников и тем самым обеспечить вибрационную надежность агрегатов в эксплуатации.

В качестве базового агрегата, для которого выполнена основная часть экспериментальных и расчетных исследований, выбран нагнетатель НЦВ-6,3/67К-2,2, имеющий в эксплуатации ряд проблем в области вибрационной надежности.

Научная новизна работы определяется тем, что впервые: на основе численного моделирования подробно исследованы динамические характеристики подшипников скольжения и свойства системы «ротор-опоры» с учетом специфики конструкторских решений, используемых при создании ЦНПГ; показано, что, вопреки сложившемуся мнению, сегментные подшипники обладают большей демпфирующей способностью по сравнению с втулочными подшипниками скольжения; изучен вопрос влияния демпфирования в опорах на собственные частоты системы «ротор-опоры»; на основе полученных результатов показано ужесточающее воздействие демпфирования, сопровождающееся повышением собственных частот изгибных форм колебаний вала и соответствующим ростом упругих прогибов; исследовано и показано влияние уплотнений «масло-газ» на динамические характеристики системы «ротор-опоры» ЦНПГ; исследованы и установлены причины повышенного уровня вибрации роторов нагнетателей типа НЦВ-6,3/67К-2,2, вызванные как техническим состоянием роторов и подшипников, так и амплитудно-частотными характеристиками самого нагнетателя и предложены мероприятия, обеспечивающие повышение его надежности в условиях эксплуатации; численно смоделированы, обоснованы и предложены в качестве диагностических признаков технического состояния опорных подшипников скольжения характерные изменения параметров вынужденных и собственных колебаний системы «ротор-опоры».

Использование:

На основе полученных результатов разработаны мероприятия по повышению вибрационной надежности ЦНПГ с гидродинамическими подшипниками, в том числе и на предприятии ОАО «Газпром добыча Оренбург».

Апробирование: Основные результаты исследований, изложенные в диссертации, были представлены на научно-технических семинарах кафедры «Турбины и двигатели», конференциях молодых ученых ГОУ ВПО УГТУ-УПИ (Екатеринбург, 2005, 2006), на V Международном научно-техническом совещании "Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностики оборудования электрических станций" (Москва, ВТИ, 2007), на V Международной научно-технической конференции «Совершенствование оборудования ТЭС, внедрение систем сервисного обслуживания, диагностирования и ремонта» (Екатеринбург, 2007).

Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения и списка используемой литературы.

4.5. Выводы

На конкретном примере показана возможность подключения переносной диагностической аппаратуры к штатной системе контроля вибрации, даже в том случае, когда штатная измерительная аппаратура не имеет возможности штатного подключения переносных виброизмерительных приборов.

Разработаны методики определения состояния подшипников скольжения. Первая методика основана на использовании изменения частоты маятниковых колебаний, которая непосредственно зависит от величины радиального зазора в подшипниках. Вторая методика основана на использовании АЧХ ротора, по которым в зависимости от типа подшипника также можно определить их износ. Проработаны вопросы, связанные с практической реализацией предлагаемой методики.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Спланировано и проведено численное моделирование различных типов подшипников скольжения с учетом теплового состояния для определения их динамических коэффициентов жесткости и демпфирования.

2. Показано, что коэффициенты жесткости у сегментных подшипников практически не отличаются от других типов подшипников скольжения, а коэффициенты демпфирования, напротив, гораздо больше по отношению к втулочным подшипникам. Выявленные особенности позволили опровергнуть ранее существовавшее мнение о чрезмерной жесткости сегментных подшипников, которые являются причиной более высокой оборотной вибрации по сравнению с втулочными подшипниками.

3. Проведен вычислительный эксперимент по исследованию влияния коэффициентов демпфирования на величину собственных частот системы «ротор-опоры» при изменении коэффициентов жесткости подшипника от абсолютно податливых опор до абсолютно жестких.

4. Проведен вычислительный эксперимент по уточнению собственных частот системы «ротор-опоры» для ротора ЦНПГ с учетом коэффициентов демпфирования и концевых кольцевых уплотнений ротора. Исходя из полученных результатов, сделаны выводы о необходимости учета коэффициентов демпфирования и концевых кольцевых уплотнений, при расчете динамических характеристик системы «ротор-опоры».

5. Спланировано и проведено экспериментальное исследование динамических характеристик ротора в условиях РБС. По результатам исследования выявлена одна из причин неудовлетворительной работы ЦНПГ, а именно срыв ротора в НЧВ по причине повышенных зазоров в подшипнике.

6. По результатам расчетов динамических характеристик подшипников и АЧХ ротора было предложено использовать последние для анализа состояния подшипников скольжения. Методика основана на изменении АЧХ ротора при изменении диаметрального зазора в подшипниках скольжения.

7. Предложено использовать маятниковые колебания для анализа состояния подшипников скольжения. Методика основывается на зависимости частоты маятниковых колебаний от диаметрального зазора в подшипниках скольжения.

8. Предложена схема подключения диагностического оборудования к штатной системе контроля уровня вибрации для получения более полной диагностической информации.

1. Агрегаты паротурбинные и газотурбинные. Расчёт критических частот валопровода. РТМ 108.020.21-83. Л.: НПО ЦКТИ, 1984. - 28 с.

2. Ахмедзянов A.M., Дубравский Н.Г., Тунаков А.П. Диагностика состояния ВРД по термогазодинамическим параметрам. М.: Машиностроение, 1983.-206 е., ил.

3. Аппаратура контроля относительных перемещений СВКА 1-02.06/ Руководство по эксплуатации/ 2006г, 149с.

4. Бабаков И.М. Теория колебаний. М.: Государственное издательство технико-теоретической литературы, 1957. - 625 с.

5. Барков А.В., Баркова Н.А., Азовцев А.Ю. Мониторинг и диагностика роторных машин по вибрации: СПб.: Изд. Центр СПбГМТУ, 2000,169 с.

6. Богданов О.И., Дьяченко С.К. Расчет опор скольжения. К.: Техн1ка, 1966.

7. Бондаренко Г.А., Крившич Н.Г., Петров В.В., Стеценко А.А. Вибрации центробежных нагнетателей природного газа. Нормы и методика оценки вибрационного состояния. Обзорная информация ЦИНТИ химнефтемаша-М.: 1990

8. Брановский М.А., Лисицын И.С., Сивков А.П. Исследование и устранение вибрации турбоагрегатов. М.: Энергия, 1969. — 132 с.

9. Васильев В.И., Гусев Ю.М., Иванов А.И., Семеран В.А., Сиротин С.А. Автоматический контроль и диагностика систем управления силовыми установками летательных аппаратов. — М.: Машиностроение, 1989. -240с.: ил. ISBN 5-217-00528-9.

10. Васильев Ю.Н., Бесклетный М.Е., Игуменцев Е.А. и др. Вибрационный контроль технического состояния газотурбинных газоперекачивающих агрегатов. -М.: Недра, 1987, 197 с.

11. Вибрации в технике: Справочник: В 6-ти т. Т. 3. Колебания машин, конструкций и их элементов. М.: Машиностроение, 1980. 544 е., ил.

12. Воскресенский В.А., Дьяков В.И. Расчет и проектирование опор скольжения (жидкостная смазка): Справочник. М.: Машиностроение, 1980. - 224 е., ил. (Б-ка конструктора)

13. Гаевик Д.Т. Подшипниковые опоры современных машин. М.: Машиностроение, 1985. — 248 е., ил.

14. Гольдин А.С. Вибрация роторных машин. М.: Машиностроение, 2000. -344 с.

15. ГОСТ 22061-76 Машины и технологическое оборудование. Система классов точности балансировки. Основные положения. — Введ. 01-071977. - М.: Изд-во стандартов, (переиздан) 1993 г. - 134с. — УДК 62-251755.001.24:006.354,- Группа Г02.

16. ГОСТ 27870-88. Вибрация. Оценка качества балансировки гибких роторов. М.: 1988.

17. ГОСТ ИСО 11342-95. Вибрация. Методы и критерии балансировки гибких роторов. Минск: 1995.

18. ГОСТ ИСО 10816 1 - 97. Вибрация. Контроль состояния машин по результатам измерений вибрации на невращающихся частях. - Общие требования. - Введ. 01-07-1999. - Минск: ИПК Изд-во стандартов, 1998.12 с.

19. Гуров А.Ф. Совместные колебания в газотурбинных двигателях. М.: Оборонгиз, 1962. - 141 с.

20. Данилейко В.И, Довженко В.Н, Карпенко С.И, Роговой Е.Д, Парафейник В.П. Особенности конструкции центробеленых компрессоров Сумского НПО им. М.В. Фрунзе// Газотурбинные технологии. 2004. - №3. - 18 -21с.

21. Ден Г.Н. Механика потока в центробежных компрессорах. Л.: Машиностроение (Ленингр. отделение) 1973, 272с.

22. Ден Гартог Дж. П. Механические колебания. — Пер. с 4-го америк. изд. -М.:Физматгиз, 1960. 580 с.

23. Диментберг Ф.М. Изгибные колебания вращающихся валов. М.: Издательство академии наук СССР, 1959. - 248 с.

24. Доброхотов В.Д., Клубничкин А.К. Влияние некоторых геометрических факторов на усилия, действующие на ротор центробежного нагнетателя // Энергомашиностроение.- 1966,-№9,-С. 16-19.

25. Жуков С.В. Разработка и совершенствование методов балансировки гибких роторов турбомашин: дис. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. -УГТУ-УПИ, 2004. 164 с.

26. Зарицкий С.П. Диагностика газоперекачивающих агрегатов с газотурбинным приводом Текст. -М.: Недра, 1987. 198 с.

27. Иориш ГО.И. Виброметрия: Измерение вибрации и ударов. Общая теория, методы и приборы. М.: Государственное научно-техническое издательство машиностроительной литературы, 1963. — 772 с.

28. Иванов В.А., Рафиков Л.Г.Эксплуатация газокомпрессорного оборудования компрессорных станций. М.: Недра, 1992. — 237с.

29. Кеба И.В. Диагностика авиационных газотурбинных двигателей. М.: Транспорт, 1980. - 248 с.

30. Клейман Л.И. Опыт применения подшипников с сегментными вкладышами в горизонтальных электрических машинах // Вестник машиностроения 1959 - №7 - С. 17-20.

31. Ковалев И.А., Кальменс В.Я., Витахова Г.С. Устойчивость ротора мощного турбоагрегата в подшипниках с подвижными сегментами под действием сил, действующих в проточной части // Энергомашиностроение.- 1975,-№8.- С. 11-13.

32. Костюк А.Г. Динамика и прочность турбомашин: Учебник для вузов. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательство МЭИ, 2000. - 480 с.

33. Козаченко А.Н. Эксплуатация компрессорных станций магистральных газопроводов. М.: Нефть и газ, 1999. - 463 с. ISBN 5 - 7246 - 0055 - 2.

34. Кравчук В.В. Диагностика роторов турбокомпрессора газоперекачивающего агрегата ГТН — 16// Научные труды I отчетной конференции молодых ученых ГОУ УГТУ УПИ, сборник тезисов. 4.1. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2001. 399с.

35. Кругляк А, Романов В, Садыков В. Опыт создания м применения «гибких» валов в ГТД // Газотурбинные технологии. 2001. - №4. — 28 -30 с.

36. Крылов Г.В., Чекардовский М.Н., Яковлев Е.И., Блошко Н.М. Техническая диагностика газотранспортных магистралей Текст. Киев: Наук, думка, 1990. - 304 с. - ISBN 5-12-002615-Х.

37. Куменко А.И. О влиянии жесткости и демпфирования опор на собственные и критические частоты ротора. Материалы международной научно-практической конференции «Современное турбостроение». С-Петербург. ВТУЗ-ЛМЗ, 2004 г.

38. Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. Конспект лекций по курсу детали машин. 2-е изд. исправ. М.: Машиностроение 2004. 440 с.

39. Львов М.М., Урьев Е.В., Жуков С .В. Влияние направления вращения гибкого ротора на его сбалансированность// Тяжелое машиностроение. -2006 №12 - с.2-6.

40. Максимов В.П., Егоров И.В., Карасев В.А. Измерения, обработка и анализ быстропеременных процессов в машинах Текст. — М.: Машиностроение, 1984. —208 с.

41. Машиностроение. Энциклопедия. Динамика и прочность машин. Теория механизмов и машин. Том 1-3. Книга 1 ./Колесников К.С., Александров Д.А., Асташев В.К., и др. — М.: Машиностроение, 1994. 531с.

42. Мигулин В.В., Медведев В.И., Мустель Е.Р., Парыгин В.Н. Основы теории колебаний. Под ред. В.В. Мигулина. М.: Наука, 1978.

43. Недошивина Т.А. Разработка и совершенствование методовуравновешивания гибких роторов турбин на балансировочных станках: дис. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. УГТУ-УПИ, 2003. - 173 с.

44. Никитин А.К., Ахвердиев К.С., Остроухов Б.И. Гидродинамическая теория смазки и расчет подшипников скольжения, работающих в стационарном режиме. М.: Наука, 1981. 316 с.

45. Основы балансировочной техники / Под ред. В.А. Щепетильникова. М.:

46. Машиностроение, 1975. Т.1: Уравновешивание жестких роторов и механизмов. 528 с. Т.2: уравновешивание гибких роторов и балансировочное оборудование. -679 с.

47. Перель Л. Я. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник.-М.: Машиностроение, 1983. —543с., ил.

48. Подшипники качения. Справочное пособие /под ред. д.т.н. Спицына Н.А. и к.т.н. Спришевского А.И. М.: Машгиз, 1961. 826 с.

49. Поляков Г.Н., Пиотровский А.С., Яковлев Е.И. Техническая диагностика трубопроводных систем Текст. СПб.: Недра, 1995. - 448 с. -ISBN 5247-03521-6.

50. Поршаков Б.П., Лопатин А.С., Назарьина А.М., Рябченко А.С. Повышение эффективности эксплуатации энергопривода компрессорных станций.-М.: Недра, 1992.-207 е.: ил. ISBN 5-247-01322-0.

51. Практическая диагностика авиационных газотурбинных двигателей/под ред. Степаненко В.П. -М.: Транспорт, 1985. 102с.

52. Рагульскис К.М., Ионушас Рем.А., Бакшис А.К., Рондоманскас М.С., Тамоппонас Ю.К., Дашевский Р.А. Вибрации роторных систем. -Мосютас. 1976. 232 с.

53. Раер Г.А Исследование динамической прочности ротора центробежного нагнетателя консольного типа // Энергомашиностроение.- 1964.- №3.- С. 22-25.

54. Ревзин Б.С. Газоперекачивающие агрегаты с газотурбинным приводом Текст.-Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2002. 269 с. - ISBN 5-321-00143-Х.

55. Рис В.Ф., Ден Г.Н., Шершнева А.Н. Воздействие потока на ротор центробежной ступени // Энергомашиностроение.- 1963.- №4,- С. 14-17.

56. Рунов Б.Т. Особенности уравновешивания гибких роторов паровых турбоагрегатов в условиях электростанций // Уравновешивание машин и приборов / Под ред. В.А. Щепетильникова. М.: Машиностроение, 1965. - С. 162-174.

57. Русов В.А. Спектральная вибродиагностика. Пермь. 1996 г. 172 с.

58. Снеговский Ф.П. Опоры скольжения тяжелых машин. — М.: Машиностроение. 1969. 223 с.

59. Столярский М.Т. О работе центробежного нагнетателя с безлопаточным диффузором и боковой сборной камерой // Энергомашиностроение.-1964.-№3.-С. 1-4.

60. Трухний А.Д. Стационарные паровые турбины. М.: Энергоатомиздат, 1990.-640 с.

61. Урьев Е.В. Вибрационная надежность и диагностика турбомашин. 4.1. Вибрация и балансировка: учебное пособие/ изд. 2-е, испр. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2005. 200 с. ISBN 5-321-00351-3

62. Урьев Е.В. Основы надежности и технической диагностики турбомашин: Учебное пособие Текст. / Е.В. Урьев.-Екатеринбург: УГТУ, 1996. 71 с. -ISBN 5-230-17233-9.

63. Подшипники скольжения центробежных компрессорных машин. Обзорная информация. -М.: НИИИНФОРМТЯЖМАШ. 1972 г. 53с.

64. Шнепп В.Б. Конструкция и расчет центробежных компрессорных машин. -М.: Машиностроение. 1995. 240 е.: ил. 133. ISBN 5-217-01196-31. У /л.

65. Юрченко И.С, Захарова ЛА. Совершенствование конструкций опорных и. упорных подшипников турбомашин. Обзор. М.: НИИмаш. 1982 г. 27 с.

66. Lund J.W. Coefficients for the titling pad Journal Bearing. «Trans. ASLE», 1964, №7, p. 340-352.

67. Randall L. Fox. Preventive maintenance of rotating machinery ising Vibration detection Gronaud Steel Engineer. 1977, Vol. 54, №4, pp. 64-67

68. Wen Jeng Chen, Edgar J. Gunter. Introduction to dynamics of rotor — bearing systems. Victoria, ВС, Canada, 2005. ISBN 1-4120-5190-8