Разработка и апробация комплексных методов вибрационного исследования и диагностики центробежных нагнетателей природного газа

• Автор: Олейников, Алексей Владимирович
• Шифр специальности: 05.04.12
• Научная степень: Кандидатская
• Год защиты: 2008
• Место защиты: Екатеринбург
• Количество страниц: 130 с. : ил.

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

3.2. Расчетное исследование вынужденных колебаний ротора НАГНЕТАТЕЛЯ НЦВ- 6,3/6 7К-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
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
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

ВВЕДЕНИЕ
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 надежно 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

Рис.2.1. Схема подшипника скольжения
Таким образом, для всех втулочных подшипников Dmer,K-ii=100 мм, L=40 мм, трот.~500кг, величина радиального зазора 5=0,09 мм. Для расчета сегментного подшипника диаметр шейки, длина сегмента приравнены к соответствующим значениям втулочных подшипников, а значения радиальных зазоров были приняты следующими: 5=0,09 мм и 5=0,05 мм. Марка масла - «Typical SAE 10W», по характеристикам практически соответствует отечественному маслу марки Тп-22. Зазоры в подшипниках были выбраны в соответствии с зазорами, принятыми для ЦНПГ заводами-изготовителями, а также на основе рекомендаций [12]. В силу того, что результаты расчетов достаточно громоздки и проведены в определенном диапазоне частот вращения, далее для анализа и сравнения характеристик подшипников будут использоваться следующие значения частот: 1000 об/мин, 3000 об/мин, 5000 об/мин и 8000 об/мин. Соответственно и результаты расчетов для подшипников будут представлены в таблице лишь для данных частот вращения.