Расчет диагностического параметра вибраций для оценки технического состояния подшипников скольжения ГТУ Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

ДИАГНОСТИКА

УДК 62-137

Расчет диагностического параметра вибраций для оценки технического состояния подшипников скольжения ГТУ

м.А. Абессоло

аспирант

П.С. Кунина

д.т.н., профессор

А.А. Паранук

к.т.н., ст. преподаватель [email protected]

А.В. Бунякин

к.ф.-м.н., доцент

Д.А. Иноземцев

ассистент

ФГБОУ ВО КубГТУ, Краснодар, Россия

В данной статье проанализированы причины отказов оборудования газоперекачивающих агрегатов (ГПА) компрессорных станций и собрана статистка отказов в течение 10 лет. Выявлены основные причины выхода из строя подшипников скольжения, фиксирующих положение вала ротора турбины и обеспечивающих минимальный зазор в проточной части. Для выявления возникающих неисправностей упорной части подшипников скольжения на основе диагностических параметров разработана оригинальная математическая модель основных узлов ГПА. Это позволило установить рабочее состояние подшипников скольжения по изменению их жесткости в колебательной модели основных элементов ГПА.

материалы и методы

Уравнение Лагранжа, математическое моделирование, измерительный комплекс СК-1100.

Ключевые слова

вибросостояние, подшипниковый узел, вибропараметр, коэффициент жесткости, колебательная система

На сегодняшний день методы вибрационной диагностики [1] являются самыми эффективными для проверки технического состояния (ТС) узлов и агрегатов промыслового оборудования на компрессорных станциях (КС). При этом установление диагностических схем и таблиц требует обработки колоссального количества данных (около 40 параметров) с помощью комплекса измерительной техники. Несмотря на всю современность измерительной техники методов виброконтроля ГПА, их пригодность в реальных условиях эксплуатации остается актуальным вопросом, так как они основаны на весьма сложных математических моделях, применение которых эффективно при стабильных стендовых испытаниях, но эти методы далеки от реальности [1, 3, 8].

Поэтому необходимо постоянно разрабатывать новые методы исследования, упрощающие решение диагностической задачи ГПА и узлов их агрегатов, и, самое важное, повышать при этом достоверность полученных результатов.

При анализе причин отказов по всем типам анализируемого оборудования ГПА за последнее десятилетие [2, 5], мы получили следующую гистограмму (рис. 1).

Из данной гистограммы следует, что повреждения подшипников занимают второе место по причинам отказов оборудования ГПА — 22% (в этом анализе отказов подшипниковых элементов доля выхода из строя упорных подшипников — 18,3%). В связи с этим, состояние подшипниковых узлов во многом определяет надежную работу агрегата в целом.

В статье рассматривается способ диагностики рабочего состояния упорного подшипника скольжения по изменению его жесткости в системе упругих соединений «корпус - вал - подшипниковый узел» [9].

В работах [3, 4] была разработана математическая модель колебательной системы основных элементов ГПА на основе уравнения движения Лагранжа. Также было установлено, что по изменению жесткости механической системы можно судить о появлении или наличии каких-либо неисправностей или дефектов в рабочих агрегатах КС.

На основе полученных выкладок можно установить диагностический параметр по изменению жесткости для подшипникового узла, так как он является самым ответственным в колебательной системе ГПА.

При допущении, что т1=т2=т3=т, из общего уравнения движения Лагранжа механической системы [2, 6], мы получили следующую систему уравнений:

2 к2 — й)| = &>1 + а)| — 2к3 — к1 1 (1) 2 + Зк2к3 - а>1(а>1 + й>1) = а>1<о1 + кгк3

где ш,,ш2,ш3 — частоты вращения элементов ГПА (1 — корпус; 2 — подшипниковый узел; 3 — вал ротора); к^к^к— коэффициенты жесткости упругих соединений между элементами в колебательной модели ГПА, полученные при решении уравнения движения Лагранжа, приведенные к массе [7].

Решив данную систему, мы находим диагностический параметр к2, с помощью которого в дальнейшем сможем судить об изменениях ТС подшипниковых узлов. И, соответственно, оценить надежность работы ГПА в целом [9-11].

Рис. 1 — Распределение отказов компрессоров ГПА 1 - повреждения проточной части; 2 - повреждения роторной группы; 3 - повреждения системы регулирования; 4 - повреждения подшипников; 5 - повреждения маслосистемы; 6 - повреждения трубопроводов и арматуры; 7 - повышенная вибрация

Fig. 1 — Distribution of failures in gas pumping unit compressors 1 - damage in the inflow section; 2 - damage in the rotor group; 3 - regulation system damage; 4 - damage in bearings; 5 - damage in the oil system; 6 - damage in the pipelines and valves;

7 - increased vibration

Для достижения этой цели проведем эксперимент на опорно-упорный подшипник скольжения нагнетателя НЦ-16 ГПА- 25 [4], работающего на КС «Ямбурская». Ниже представлены технические данные агрегата, которые понадобились для проведения наших исследований (таб. 1-3).

Также виброспектр корпуса ротора турбины высокого давления (ТВД) агрегата №7 был получен из измерительного комплекса СК-1100, а диапазон измерений частот составляет 10-10000 Гц (рис. 2). При его анализе мы отметили пиковые частоты, при которых возможно появление или наличие дефектов. Отметим, что оборотная частота ротора ТВД — 109 Гц.

Коэффициент жесткости стальной конструкции находится по формуле:

k=ES/L0

Отметим, что дисбаланс вала и ротора турбины вызывает преждевременный выход подшипников из строя и вызывает резкий скачок значения одного из диагностических параметров.

С целью оптимизации нашего исследования, необходимо установить такой диагностический параметр, связывающий основные рабочие параметры (диаметра подшипника, динамическая вязкость и температура охлаждающего масла) опорно-упорного подшипника скольжения.

Для установления данного параметра проанализируем размерность коэффициента жесткости упругих соединений [9]. Из общих сведений имеем:

[к]=кг/с2

(4)

(2) далее, составим безразмерную комбинацию:

где Е — модуль Юнга для стали; 5 — площадь поперечного сечения; 10— длина стержня.

С учетом данной формулы, коэффициент жесткости корпуса ГПА к1= 102500 н/м, а коэффициент жесткости вала ротора к3=80500 н/м. Если преобразовать систему уравнений (1) собственными числами, получим:

Г 2 к2 - ш\ = + <л\ + А (3) [Вк2 - со1(со1 + <и|) = ш\о)\ + С где А=2к3- к1; В= 1/2 к+Зк; С=кг к.

После анализа и обработки полученных значений очевидно, что жесткость подшипникового узла снижается во времени, это свидетельствует об изменениях ТС подшипника [6].

[km/И)2 ]=1

(5)

где m — масса подшипника.

Диагностический безразмерный коэффициент является диагностическим параметром для исследования ТС упорного подшипника скольжения:

£=(k.m)/(|j.d)2

(6)

Для проверки математической модели используем данные, полученные с КС «Ямбур-ская» [8].

После вычислений был построен совмещенный график, характеризующий изменения данного коэффициента в зависимости от основных рабочих параметров (рис. 3).

После анализа графика очевидно, что пиковые значения соответствуют экспериментальным данным по неисправностям, которые обнаружены при эксплуатации агрегата. Полученные данные также свидетельствуют об увеличении диагностического коэффициента, соответствующего интенсивному изнашиванию поверхностей скольжения упорной части подшипника.

Итоги

В данной работе был установлен диагностический параметр упорных подшипников скольжения газоперекачивающих агрегатов. Результаты, полученные на основе моделирования, позволяют в 80% случаев диагностировать неисправности ГПА, вызванные состоянием подшипниками скольжения, что является отличным практическим результатом для инженерной практики. Полученный автором диагностический параметр позволяет эффективно определить техническое состояние подшипникового узла ГПА при его эксплуатации. Его применение на практике способно обеспечить раннее обнаружение развития любых дефектов и неисправностей в подшипниках скольжения ГПА.

Выводы

Отметим, что предложенная авторами математическая модель может применяться и для других видов подшипников, установленных на

Характеристики Данные

Мощность, МВт, не менее 16

Обороты ТВД, об/ мин 6540

Модуль Юнга для стальных 205000 конструкций, МПа

Диаметр вала, мм 250

Длина вала, мм 2000

Характеристики Данные

Марка подшипника Б16

Тип подшипника Опорно-упорный подшипник скольжения с самоустанавливающимися подушками

Диаметр подшипни- 255 ка, мм

Масса подшипни- 20 ка, кг

Таб. 1 — Технические характеристики конвертированного авиационного двигателя НК-16СТ

Tab. 1 — Technical specifications of the converted aircraft engine НК-16СТ

Таб. 2 —Технические характеристики подшипникового узла Tab. 2 —Technical specifications of the bearing assembly

Рис. 2 — Виброспектр корпуса ротора ТВД Fig. 2 — Vibration spectrum of HP turbine rotor housing

Рис. 3 — Изменения диагностического коэффициента е в зависимости от коэффициента жесткости подшипника k и динамической вязкости масла р

Fig. 3 — Changes in е diagnostic coefficient depending on k rigidity coefficient of the bearing and р dynamic viscosity of oil

ГПА при условии, что будут выбранные другие диагностические параметры, характеризующие систему. На основе полученной математической модели планируется разработать программу мониторинга состоянии подшипников скольжения и установить на действующие объекты ПАО «Газпром».

Список литературы

1. Киселев Ю.В., Епишев Н.И. Диагностирование газотурбинных двигателей и их узлов по термогазодинамическим и виброакустическим параметрам. Самара: СГАУ, 2007. 189 с.

2. Кунина П.С., Величко Е.В., Нижник А.Е., Музыкантова А.В. и др. Анализ дефектов опорных элементов газоперекачивающих агрегатов компрессорных станций магистральных газопроводов // Территория Нефтегаз. 2016. №4. С. 68-75.

3. Паранук А.А., Кунина П.С., Бунякин А.В., Абессоло М.К. Оценка технического

состояния узлов газоперекачивающих агрегатов как модель колебательной системы // Экспозиция Нефть Газ. 2015. №4. С 88-90.

4. Дроконов А.М., Осипов А.В., Бирюков А.В. Подшипники турбинных установок. Учебное пособие. Брянск: БГТУ, 2009. 103 с.

5. Старосельский А.А., Гаркунов Д.Н. Трение, изнашивание и смазка.

М.: Машиностроение, 1967. 297 с.

6. Максимов В.А., Баткис Г.С. Трибология подшипников и уплотнений жидкостного трения высокоскоростных турбомашин. Казань: Фэн, 1998. 430 с.

7. Добровольский В.А. Детали машин. Теория: конструкция и расчеты. М.: Машгиз, 1939. 656 с.

8. Паранук А.А., Хрисониди В.А., Схаляхо З.Ч., Пономарева Г.В. Методы и средства измерений, испытаний

и контроля в нефтегазовой промышленности. Краснодар: Издательский Дом — Юг, 2016. 472 с.

9. Абессоло М.К., Кунина П.С., Паранук А.А., Поляков А.В. Влияние тепловых эффектов и механических повреждений на работоспособность гидродинамических упорных подшипников скольжения ГПА // Экспозиция Нефть Газ. 2016. №2.

С. 20-22.

10. Кунина П.С., Паранук А.А., Братченко И.В., Костин С.П. и др. Классификация технических систем по характеру отказов для проведения качественных операций технической диагностики // Образование. Наука. Научные кадры. 2015. №5. С. 261-265.

11. Кунина П.С., Паранук А.А., Братченко И.В., Костин С.П. и др. Методы контроля технического состояния газоперекачивающих агрегатов по параметрам вибрации // Образование. Наука. Научные кадры. 2015. №4. С. 199-205.

Температура (т),

10 30 50 70 100

Динамическая вязкость р,

1793

47,48

18,74

9,06

4,0

Частоты вращения корпу- Коэффициенты жесткости подшип-

са вала (ш1), Гц ника (k2), .108 н/м

100 0,3

200 0,77

300 1,6

400 2,9

500 4,5

600 6,5

Таб. 3 — Технические характеристики охлаждающего масла ТП-222 Таб. 4 — Значения, полученные для диагностического параметра k2 Tab. 3 —Technical specifications of ТП-222 oil coolant Tab. 4 — Values obtained for k2 diagnostic parameter

Группа компаний «Техмет» — ведущий поставщик России в отрасли комплексных поставок продукции для монтажа нефтегазопроводов.

г. Екатеринбург, г. Сургут, г. Новый Уренгой

Ш +7 (3«) 288-26-88

ВТ [email protected] www.tehmet.su

Сварочные материалы Абразивные материалы Комплектующие для сварки

Всё для газосварки

Всё для монтажа и сварки нефтегазопроводов Сварочное оборудование

© Цель компании: создавать уверенность у потребителем в бесперебойности производства.

ENGLISH

DIAGNOSTICS

Calculation of vibrations diagnostic parameter to assess technical status of sleeve bearings of the gas turbine plant

Authors:

Marten A. Abessolo — post-graduate student Polina S. Kunina — Sc.D., professor

Arambiy A. Paranuk — Ph.D., senior lecturer; [email protected] Alexey V. Bunyakin — Ph.D., associate professor Dmitry A. Inozemtsev — assistant

FGBOU VO Kuban State Technological University, Krasnodar, Russian Federation

UDC 62-137

Abstract

In this article were analyzed causes of failures the gas pumping unit equipment of compressor stations and statistics of theirs's failures in the course of 10 years. Key causes responsible for failures of sleeve bearings which fix the position of the turbine rotor shaft and ensure minimal clearance in the inflow section have been revealed. An original mathematical model of the basic components in a gas pumping unit has been devised for the purpose of identifying faults happening in the thrust section of the sleeve bearings based on diagnostic parameters. This has made it possible to ascertain the working condition of the sleeve bearings by the change in their rigidity in the oscillating model of the gas pumping unit key elements.

Materials and methods

Lagrange equation, mathematical simulation, measuring system CK-1100.

Results

This paper determined the diagnostic parameter of sleeve bearings in gas pumping units. The results obtained on modelling; in 80% of cases allow to diagnose the gas pumping unit's malfunctions according to the condition of the sleeve bearings attributable, which represents an excellent practical result for the engineering practice.

The diagnostic parameter created by the authors allows effective determination of the bearing assembly's technical condition in the gas pumping unit when it is in operation. Its use in practical environment is capable of detecting early

development of any defects and faults in the sleeve bearings of the gas pumping units.

Conclusions

Let us point out that the mathematical model put forward by the authors can be also used for other types of bearings in the gas pumping unit provided other diagnostic parameters are chosen which are characteristic of the system. Based on the obtained mathematical model, it is planned to develop a program for monitoring the status of sleeve bearings and to install it on the operating facilities of Gazprom Publicly Traded Company.

Keywords

vibratory status, bearing assembly, vibration parameter, rigidity coefficient, oscillating system

References Podshipniki turbinnykh ustanovok [Turbine rabotosposobnost' gidrodinamicheskikh

1. Kiselev Yu.V., Epishev N.I. Diagnostirovanie units' bearings]. Textbook. Bryansk: BGTU, upornykh podshipnikov skol'zheniya

gazoturbinnykh dvigateley i ikh 2009, 103 p. GPA [Impact of heat effects and

uzlovpo termogazodinamicheskim 5. Starosel'skiy A.A., Garkunov D.N. Trenie, mechanical defects on functional

i vibroakusticheskim parametram iznashivanie ismazka [Friction, wear and capacity the thrust bearing of gas

[Vibroacoustic diagnostics of gas turbine grease.]. Moscow: Mashinostroenie, 1967, compressor unit]. Exposition Oil Gas,

engines and their parts.]. Samara: SGAU, 297 p. 2016, issue 2, pp. 20-22.

2007, 189 p. 6. Maksimov V.A., Batkis G.S. Tribologiya 10. Kunina P.S., Paranuk A.A.,

2. Kunina P.S., Velichko E.V., Nizhnik podshipnikov i uplotneniy zhidkostnogo Bratchenko I.V., Kostin S.P. and

A.E., Muzykantova A.V. and oth. treniya vysokoskorostnykh turbomashin oth. Klassifikatsiya tekhnicheskikh

Analiz defektovopornykh elementov [Tribology of bearings and liquid friction sistem po kharakteru otkazov dlya

gazoperekachivayushchikh agregatov seals of high-speed turbomachines]. provedeniya kachestvennykh operatsiy

kompressornykh stantsiy magistral'nykh Kazan: Fen, 1998, 430 p. tekhnicheskoy diagnostiki

gazoprovodov [Analysis of the supporting 7. Dobrovol'skiy V.A. Detalimashin. Teoriya: [Classification of technical systems

elements defects of gas pumping units of konstruktsiya iraschety [Machine parts. by nature of refusals for carrying out

the main gas pipeline compressor station]. Theory of construction and calculation]. high-quality operations of technical

Territorija neftegas, 2016, issue 4, Moscow: Mashgiz, 1939, 656 p. diagnostics]. Obrazovanie. Nauka.

pp. 68-75. 8. Paranuk A.A., Khrisonidi V.A., Skhalyakho Nauchnye kadry, 2015, issue 5,

3. Paranuk A.A., Kunina P.S., Bunyakin Z.Ch., Ponomareva G.V. Metody i pp. 261-265.

A.V., Abessolo M.K. Otsenka sredstva izmereniy, ispytaniy i kontrolya v 11. Kunina P.S., Paranuk A.A., Bratchenko

tekhnicheskogo sostoyaniya uzlov neftegazovoy promyshlennosti [Methods I.V., Kostin S.P. and oth. Metody

gazoperekachivayushchikh agregatov kak and measurement instruments, testing kontrolya tekhnicheskogo sostoyaniya

model' kolebatel'noy sistemy [Evaluation and control in the oil-gas industry]. gazoperekachivayushchikh agregatov po

of the technical condition of sectors of gas Krasnodar: Izdatel'skiy Dom — Yug, parametram vibratsii [Methods of control

compressor units as a model of oscillating 2016,472 p. of technical state gas compressor units

system]. Exposition Oil Gas, 2015, issue 4, 9. Abessolo M.K., Kunina P.S., Paranuk A.A., of vibration parameters]. Obrazovanie.

pp. 88-90. Polyakov A.V. Vliyanie teplovykh effektovi Nauka. Nauchnye kadry, 2015, issue 4,

4. Drokonov A.M., Osipov A.V., Biryukov A.V. mekhanicheskikh povrezhdeniy na pp. 199-205.