CC BY
649
УДК 621.6.052
Причины вибрации газоперекачивающих
агрегатов
В.К. КОВАЛЁВ, начальник технического отдела
ДОАО «Центрэнергогаз» филиал «Самарский» (Россия, 443052, г. Самара, Заводское шоссе, д. 77)
E-mail: [email protected]
В работе приведён анализ факторов, влияющих на вибрационное состояние электроприводных газоперекачивающих агрегатов, методы выявления и снижения влияния этих факторов исходя из практического опыта. Изложена позиция автора относительно выбора режима работы электроприводных ГПА.
Ключевые слова: электроприводные агрегаты, вибрационное состояние, коррекция дисбаланса, термическая деформация, зубчатые втулки, минимизация биений муфт, упреждающая центровка, осевой сдвиг ротора, опорные конструкции.
одним из показателей качества ремонта газоперекачивающих агрегатов является их вибрационное состояние. Выявление факторов, влияющих на вибрационное состояние и проведение упреждающих мероприятий, позволяет сократить время проведения пусконаладочных работ.
Опыт проведения работ по выяснению причин повышенной вибрации показывает, что основными факторами, влияющими на вибрационное состояние, являются:
• выбор методов и последовательности балансировки роторов электродвигателей;
• соответствие профиля зубчатых втулок техническим условиям;
• диаметральные зазоры в зубчатых муфтах;
• правильность настройки положения ротора относительно статора в осевом направлении;
• жёсткость опорных конструкций.
Ниже рассмотрено влияние этих параметров на вибрационное состояние агрегата на примере электроприводного газоперекачивающего агрегата СТД-12500.
Балансировка роторов электродвигателя
Балансировка роторов электродвигателя СТД-12500, как правило, проводится на низкооборотных станках. Существует мнение, что роторы СТД-12500 относятся к классу гибких роторов, поэтому сложно достичь хороших результатов при балансировке на низкооборотных станках. Однако проведение балансировки с учётом влияющих факторов позволяет обойтись без дополнительной балансировки в составе агрегата.
Одним из факторов, влияющих на качество балансировки, является способ коррекции статической составляющей дисбаланса. Замечено, что устранение дисбаланса только за счёт установки балансировочных масс в крайние плоскости коррекции не всегда даёт хорошие результаты. Балансировка ро-
торов типа СТД-12500 с использованием метода раздельной компенсации симметричной и кососимме-тричной составляющих дисбалансов [1] даёт более эффективные результаты. Это необходимо учитывать при балансировке.
Другим фактором является последовательность балансировки ротора при наличии узлов и деталей на консольных частях ротора. Чем длиннее консоль и больше вес консольных деталей (возбудитель, коллектор), тем большее влияние они оказывают на дисбаланс ротора. С учётом этого балансировку роторов на станках целесообразно осуществлять в два этапа: сначала балансировку ротора производить без консольных узлов, затем с консольными узлами, но на втором этапе устранение дисбаланса осуществлять за счёт балансировки консольного узла.
Ещё один фактор, влияющий на качество балансировки, это наличие термических деформаций в роторе. Замечено, что после балансировки и нахождения ротора в одном положении обнаруживается существенный дисбаланс, который иногда объясняют возникновением статического прогиба. Однако фактически это вызвано термической деформацией ротора от перепада температуры по высоте, за счёт различного удлинения верхней и нижней части ротора. Обычно верхняя часть ротора нагревается выше, чем нижняя. Потому ротор имеет небольшой изгиб вверх. Такое явление подтверждено расчётами и экспериментальными результатами [2]. С учётом этого роторы, поступившие на балансировку в холодное время года, первоначально необходимо выдержать в помещении до выравнивания температуры с температурой окружающей среды. Затем в процессе балансировки необходимо обеспечить термическую стабилизацию ротора посредством вращения с короткими перерывами. Завершающая балансировка должна производиться не ранее, чем за 1,5-2 ч после начала вращения. Для проверки наличия или отсутствия термических деформаций не-
оборудование. автоматика
посредственно после завершения балансировки необходимо произвести 3 пуска и оценить сходимость остаточных векторных значений дисбалансов, полученных после этих трёх пусков. Если термическая стабилизация обеспечивается, то разброс полученных значений остаточных дисбалансов после трёх пусков минимален и не превышает допустимых значений остаточных дисбалансов.
В процессе балансировки целесообразно проводить контроль биений зубьев зубчатой втулки (картину биений лучше регистрировать) с целью минимизации биений обоймы муфты в процессе сборки. При больших биениях обоймы муфты она может оказывать влияние на вибрацию ротора. Балансировка обоймы, как правило, проводится на оправе, поэтому ось вращения обоймы при балансировке не совпадает с её осью вращения при работе.
Профиль эвольвентных зубчатых втулок
Требования к профилю эвольвентных зубчатых втулок, используемых в муфтах сцепления злектро-приводных агрегатов, заложены в ГОСТ 1050-74. Муфты с эвольвентными зубчатыми втулками наряду с возможностью передачи большой мощности допускают продольное, а также достаточно большое поперечное и угловое смещение одного вала относительно другого за счет относительного сдвига жестких металлических деталей муфты [3,4]. Однако эти требования часто не выполняются. В практике производства наряду с эвольвентными зубчатыми втулками появились втулки и с прямым зубом. В своё время, когда рыночное производство получило свободу производить и отделилось от разработчика исходной конструкции, были внесены изменения в пользу упрощения производства, не считаясь с тем, к чему это может привести. Изготовление зубчатых втулок с прямым зубом и было этим упрощением. О влиянии прямозубых зубчатых втулок и тепловых расширений было изложено ранее [5]. Суть этого влияния заключается в том, что при работе тепловые расширения изменяют центровку, и муфта при прямозубых втулках заклинивает. Для снижения этого фактора при наличии прямозубых втулок была применена упреждающая центровка, учитывающая тепловые расширения и смещения валов при работе. Следует отметить, что параметры упреждающей центровки, изложенной ниже, справедливы только для случая установки электродвигателя СТД-12500 на бетонном фундаменте и установке мультипликатора на маслобаке.
Упреждающая центровка (при расположении мультипликатора на маслобаке) выполняется следующим образом:
1). При центровке «нагнетатель - мультипликатор»:
• вал ротора нагнетателя смещается влево от вала шестерни, примерно на 0,05мм (смотреть со стороны щита);
• по высоте ось вала нагнетателя находится при-
мерно «в нулях» с валом шестерней;
• наблюдается раскрытие торца снизу (0,020,04).
2). При центровке «двигатель - мультипликатор»:
ротор двигателя смещается выше вала колеса ~0,4 мм;
• ротор двигателя смещается вправо относительно вала колеса ~0,1 мм;
• торцы находятся ~ «в нулях».
При другой компоновке агрегата такое упреждение использовать нецелесообразно. При использовании втулок с эвольвентными зубьями упреждающая центровка необязательна.
Влияние диаметральных зазоров в зубчатых муфтах
На ГПА СТД-1250 чаще всего наблюдается вибрация в зоне подшипников мультипликатора в горизонтальном направлении. Это обусловлено наличием люфтов в зубчатых соединениях муфт сцепления. В процессе изменений режимов работы агрегата происходит смещение обоймы в пределах люфта. Вследствие чего изменяется эксцентриситет обоймы относительно оси вращения, что и приводит к изменению вибрации.
Из практики работы агрегатов установлено, что если биения соединительных муфт находятся в пределах 0,05 мм, то влияние муфт на вибрационное состояние незначительно. Чем больше соотношение масс муфт и сцепляемых роторов, тем больше влияние таких муфт.
Рассмотрим, какой дисбаланс вносит обойма муфты 1527.127.СБ (муфта, соединяющая ротор электродвигателя и вал-колесо мультипликатора), при наличии её эксцентриситета. Согласно ТУ чертежа 1527.127 СБ реальные диаметральные зазоры в зубчатом зацеплении могут иметь значения 0,0350,24 мм, а боковые зазоры между зубьями обоймы и зубьями втулок 0,6-0,7 мм. Исходя из этого, максимально возможный эксцентриситет обоймы после сборки будет определяться диаметральным зазором и может достигать 0,12 мм.
Дисбаланс (В) от эксцентриситета (е) массы (т) обоймы определяется по формуле
В = е т.
Общий вес обоймы с болтами 80 кг, поэтому можно принять, что дисбаланс от эксцентриситета половины обоймы на каждый вал (вал двигателя и вал-колесо мультипликатора) составит В = 40е. При эксцентриситете обоймы со стороны мультипликатора 0,1 мм дисбаланс составит 4000 г-мм, или 400 г-см. Это превышает в 80 раз суммарный допустимый дисбаланс на обойму при балансировке (согласно нормам завода-изготовителя допустимый дисбаланс 5 г-см). Естественно, что такой дисбаланс приведёт к повышенной вибрации мультипликато-
транспорт и хранение нефтепродуктов и углеводородного сырья № 2 2014
ра. Особенно в тех случаях, когда мультипликатор установлен на маслобаке, а не на массивном фундаменте.
При такой компоновке жёсткость опорной системы мультипликатора в поперечном направлении ниже, чем в вертикальном направлении. Поэтому максимальный уровень вибрации будет наблюдаться в поперечном направлении мультипликатора. Влияние эксцентриситета муфты на вибрацию опор электродвигателя меньше, так как масса ротора электродвигателя больше, а жёсткость опор выше по сравнению с опорной системой мультипликатора. Однако при слабой связи опор двигателя с фундаментом вибрация дисбаланса муфты может вызвать вибрацию и на опорах двигателя, особенно на опоре свободного конца двигателя.
Влияние муфты 1527.127СБ1, соединяющей вал и шестерню мультипликатора с ротором нагнетателя, на вибрационное состояние агрегата меньше, так как её масса меньше.
Следует отметить, что наличие эвольвентного зацепления с высокой твёрдостью зубьев и высокой чистотой их обработки является фактором, способствующим снижению вибрации. Это обусловлено тем, что в процессе работы под воздействием вибрации происходит самоцентровка и самобалансировка обоймы из-за скольжения и перекатывания по сферической части зубьев втулок. Согласно ТУ на зубчатые втулки HV 550, класс чистоты 7). Однако, как правило, эти требования не выполняются при изготовлении. Кроме того ресурс втулок с эволь-вентными зубьями невысок и по мнению одного из авторов не превышает 6000 ч [4]. Наличие шероховатостей и низкой твёрдости приводит к быстрому износу и эффект самоцентровки исчезает.
При наличии зубчатых втулок с прямыми зубьями, а также при изношенных эвольвентных зубьях эксцентриситет обоймы может быть любым в пределах имеющегося люфта. Поэтому при смене режима работы, а также после останова и повторного пуска обойма может изменить своё положение и это приведёт к изменению уровня вибрации мультипликатора.
Ресурс прямозубых зубчатых втулок выше, так как у них больше площадь зацепления. Однако такие муфты при расцентровке приводят к вибрации. Влияние расцентровки и температурных расширений при наличии прямозубых втулок рассмотрено в работе [5].
Исходя из вышесказанного, для обеспечения стабильно низкой вибрации мультипликаторов на всех режимах работы агрегата можно следовать по следующим направлениям: 1) ужесточить опорную конструкцию мультипликатора; 2) ужесточить требования к изготовлению зубчатых втулок и производить их замену по мере износа; 3) ужесточить допуск на верхний предел диаметрального зазора в муфте 1527.127СБ таким образом, чтобы после сборки он составлял не более 0,1 мм.
П
статор
ротор
статор
Рис. 1. Схема настройки ротора относительно статора по оси
Настройки положения ротора относительно статора в осевом направлении
Порядок настройки положения ротора относительно статора поясняется при помощи рис. 1.
Следует отметить, что при неправильной настройке ротора относительно статора по оси есть большая вероятность возникновения преобладания осевой вибрации на подшипниках электродвигателя при работе под нагрузкой. На холостом ходу осевая вибрация на подшипниках, как правило, невысокая. Необходимо минимизировать неравномерность боковых зазоров а=б=в=г (см. рис. 1, позиции а, б, в, г). Перекос осей при наличии ослабления связи рамы с фундаментом способствует росту вибрации на свободной опоре. При прочих условиях влияние неравномерности боковых зазоров несущественно.
Контроль осевого сдвига ротора относительно статора может осуществляться различными способами. Один из методов контроля положения ротора относительно статора излагается в РД 153-39-00996. Иногда контроль смещения ротора производится по реперным отметкам или измерению смещения ротора вдоль оси при работе.
Суть этого контроля сводится к следующим операциям:
1. До закрытия подшипников двигателя измеряются исходные осевые зазоры между торцами подшипников и шеек (см. рис. 1, позиции д, е, ж, з) и записываются эти значения. После этого, не двигая ротор, закрываются подшипники и щёточный узел (при наличии коллектора). Устанавливаются репер-ные отметчики или измеряется расстояние «м».
2. После пуска двигателя контролируется смещение ротора по реперным отметчикам или по расстоянию от торца кожуха до торца вала (размер «м»).
3. Проводится анализ результатов измерений п.1 и п.2 с целью оценки смещения ротора по оси. Рассчитывается полученное смещение и с учётом установленных зазоров (см. рис. 1, позиции д, е, ж, з) оценивается возможность задевания торцевых поверхностей шеек ротора за торцы подшипников. При оценке необходимо учитывать удлинение ротора при работе, которое за счёт прогрева ротора может достигать 3 мм (для ротора СТД-12500).
4. При наличии задеваний о торец подшипника производится смещение статора вдоль оси в сторо-
Рис. 2. Характер зависимости угла нагрузки и cos ф от возбуждения при различных напряжениях питания статора
ну, противоположную смещению ротора после пуска.
Жёсткость опорных конструкций
Требования к жёсткости опорных конструкций на электродвигатели типа СТД 12500 изложены в ГОСТ 20815-93 «Машины электрические. Механическая вибрация некоторых видов машин с высотой оси вращения 56 мм и более». Согласно этому стандарту, «способ крепления будет соответствовать этим требованиям, если виброскорости, измеренные в горизонтальном и вертикальном направлениях у лап машины или у основания опор стояковых подшипников, или у основания статора не превышают 50% скоростей на опорах прилегающих подшипников в точках измерений». На электроприводных газоперекачивающих агрегатах эти требования зачастую не обеспечиваются. Это обусловлено тем обстоятельством, что крепление рамы электродвигателя к фундаменту выполнено достаточно далеко от подшипниковой опоры свободного конца ротора. Поэтому динамическая жёсткость рамы недостаточна, если рама под опорой не связана с фундаментом. При наличии пустот между рамой и фундаментом может возникать повышенная вибрация. За счёт введения клиньев или распорок между рамой и фундаментом под опорой можно снизить вибрацию. Подобный опыт не раз был использован на практике и давал положительные результаты.
Выявить ослабление жёсткости опорной конструкции можно посредством снятий вибрационной контурной характеристики, амплитудно-частотных характеристик ударным методом, амплитудно-частотной и фазо-частотной характеристик при выбеге.
Режим работы агрегата прямо или косвенно влияет на вибрационное состояние и надёжность работы агрегата. Однако при учёте всех факторов, изложенных выше влияние режима работы агрегата на вибрацию невелико. Тем не менее, ниже изложена позиция автора относительно режима работы электроприводных ГПА на базе СТД 12500 с точки зрения их оптимальности и эффективности использования мощности.
Режим работы ГПА на базе СТД-12500
В настоящее время настройка возбуждения СТД-12500 устанавливается исходя из обеспечения до-
стижения максимально возможного значения cosф, что соответствует минимальному значению потребляемого тока. Предполагается, что это наиболее экономичный режим. Но при этом не учитывается, что при максимальном коэффициенте мощности снижается устойчивость и КПД.
Запас устойчивости (v) синхронных двигателей определяется исходя из следующего соотношения:
v = sinQ /sinQ ,
max nom'
где 0 — угол между осью результирующего магнитного поля статора и осью результирующего магнитного потока ротора при максимально допустимой и номинальной нагрузках.
Этот угол чаще называют углом нагрузки. Как правило, предельное значение угла нагрузки (для машин класса СТД-12500) составляет около 80°. При приближении этого угла к 90° двигатель может выпасть из синхронизма. Оптимальное значение запаса устойчивости, как правило, находится в пределах v = 2-3. Согласно паспортным данным СТД-12500, cosф = 0,9 (при номинальном напряжении питания статора и номинальной нагрузке). В этом режиме и обеспечивается устойчивая работа.
На рис. 2 представлен характер зависимости угла нагрузки и cosф от возбуждения при различных напряжениях питания статора. По нему видно, что запас устойчивости снижается при приближении cos ф =1.
Установка в нагнетателях колёс большей производительности увеличивает нагрузку и снижает запас устойчивости. Чем выше нагрузка, тем меньше зона устойчивой работы. Для сохранения устойчивости работы синхронного двигателя (при неизменном напряжении питания статора), при увеличении нагрузки, необходимо снижать cosф, за счёт регулировки тока возбуждения. Для поддержания неизменного cosф (при неизменном возбуждении) с увеличением нагрузки необходимо увеличивать напряжение питания статора двигателя СТД-12500, что в реальности не всегда представляется возможным.
Поэтому регулирование режима работы ГПА с электроприводом на практике зачастую осуществляют за счёт дросселирования газа на входе в нагнетатель [6]. Возникает парадоксальная ситуация: с одной стороны в нагнетатель колёса устанавливаются повышенной производительности, с другой — снижается количество перекачиваемого газа. При этом совершенно не оценивается соотношение количества потребляемой энергии к объёму перекаченного газа. За повышение cosф, в данном случае, «расплачиваются» снижением объёма перекачиваемого газа. Есть ли при этом экономия? Оптимальны ли выбранные режимы работы? Не выгоднее ли снизить cosф и повысить запас устойчивости за счёт возбуждения? К сожалению, эти вопросы на сегодня остаются без ответа.
При наличии общих принципов работы синхронных двигателей имеются и различия в особенностях их эксплуатации. Работа электродвигателя СТД-12500 с нагнетателем типа 370-18-2 исследовалась специалистами предприятия-разработчика СТД-12500 и изложена в техническом отчёте ОВЖ.126.383, выпущенного в 1983 г. Из заключения этого отчёта следует, что выбранные при эксплуатации режимы работы не оптимальны. Однако это заключение разработчика электропривода осталось без внимания энергетических служб эксплуатирующих предприятий.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Гольдин АС. Вибрация роторных машин. — М.: Машиностроение, 1999. — 344 с.
2. Ковалёв В.К. Тепловая деформация крупногабаритных роторов и её влияние на дисбаланс. ОАО «Газпром» // Диагностика оборудования и газопроводов. — 1999. — № 1. — С. 16-22.
3. Бронштейн Л.С. Ремонт стационарной газотурбинной установки. — Л.: Недра, 1987. — 142 с.
4. Евсеев ВА. Что мы знаем о зубчатых муфтах // Новости теплоснабжения. — 2000. — № 3. Адрес доступа: http//www.ntsn.ru.
5. Ковалёв В.К. Влияние муфт зацепления на вибрацию мультипликаторов электроприводных ГПА на базе СТД-12500. ОАО «Газпром» // Диагностика оборудования и газопроводов. — 1999. — № 1. — С. 23-28.
6. Козаченко А.Н. Эксплуатация компрессорных станций. — М.: Нефть и газ, 1999. — 459 с.
CAUSE VIBRATIONS IN THE GAS COMPRESSOR UNITS
Kovalev V.K., Head of Technical Department, Centrenergogaz, branch «Samara» (77, Zavodskoe shosse, Samara, 443052, Russian Federation)
E-mail: [email protected]
ABSTRACT
The paper analyzes the factors affecting the vibrational state of electrically driven gas compressor units, methods of identifying and reducing the influence of these factors on the basis of practical experience. Stated the author's position on the selection of the operating mode of electrically GPA.
Keywords: electric motor units, vibrational state, unbalance correction, thermal deformation, gear sleeves, couplings minimize beats, forward centering, axial displacement of the rotor support structure.
REFERENCES
1. Gol'din A.S. Vibratsiya rotornykh mashin [Vibration of Rotating Machines]. Moscow: Mashinostroyeniye Publ., 1999. 344 p.
2. Kovalev V.K. Diagnostika oborudovaniya i gazoprovodov — Diagnostic equipment and pipelines. 1999, no. 1, pp. 16-22.
3. Bronshteyn L.S. Remont statsionarnoy gazoturbinnoy ustanovki [Repair stationary gas turbine installation]. Leningrad: Nedra Publ., 1987. 142 p.
4. Evseev V.A. Novosti teplosnabzheniya — News of heat supply, 2000, no. 3. Available at: http//www.ntsn. ru.
5. Kovalev V.K. Diagnostika oborudovaniya i gazoprovodov — Diagnostic equipment and pipelines. 1999, no. 1, pp.23-28.
6. Kozachenko A.N. Ekspluatatsiya kompressornykh stantsiy [Operation of compressor stations]. 1999. Moscow: Neft i gaz Publ., 459 p.
Конференция
«Модернизация производств для переработки нефти и газа»
11 сентября 2014 года
Участники конференции «Нефтегазопереработка-2014» рассмотрят проблему модернизации мощностей, практику взаимодействия с инжиниринговыми компаниями, модели управления инвестиционными проектами, новые технологии и оборудование в нефтегазопереработке.
Контакты
Тел.: (495) 514-44-68, 514-58-56; факс: (495) 788-72-79; e-mail: [email protected] www.http://n-g-k.ru/
-g-k)
