Исследования и наладка ГТУ на податливых опорах

В области знаний, связанной с вибрационной наладкой вращающихся механизмов, почти не осталось «белых пятен»: очень многие задачи получили теоретическое обоснование, а также накоплен богатый практический опыт. В подавляющем большинстве случаев этот багаж знаний позволяет успешно решать порой даже довольно сложные задачи и проблемы. Однако в практике виброналадки до сих пор встречаются задачи, для решения которых требуется проведение довольно масштабных исследований как эксплуатационных, так и расчетных.

Газотурбинные агрегаты семейства ГТН-16 производства Уральского турбинного завода, серийный выпуск которых начался в 1970-х годах, при всех своих достоинствах показали и ряд недостатков. Одной из наиболее острых проблем этих машин всегда считалась недостаточная вибрационная надежность.

Указанный недостаток отмечался с самого начала их производства. Причем повышенная вибрация на отдельных агрегатах наблюдалась как на испытательном стенде завода-изготовителя, так и в условиях эксплуатации. Особенно остро проблема повышенной вибрации встала при переходе от балансировки ремонтных роторов в условиях разгонно-балансировочного стенда на заводе-изготовителе к балансировке на низкочастотных балансировочных станках. В этот период более 50% агрегатов, выходящих из ремонта, имели повышенную вибрацию на переднем подшипнике ротора турбокомпрессора. Предложенная специалистами Уральского технического университета — УПИ технология низкочастотной балансировки роторов с учетом их форм колебаний несколько улучшила ситуацию, но решила проблему.

Безусловно, в течение многих лет, как завод-изготовитель, так и специализированные предприятия проводили исследования агрегата и его опор, совершенствовались технологии балансировки и т.д. однако принципиально улучшить вибрационное состояние агрегатов практически достичь так и не удалось.

Вместе с тем, был накоплен определенный опыт, который позволил формализовать проблемы, характерные для агрегатов данного типа:

  • Повышенная вибрация характерна, прежде всего, для переднего подшипника ротора турбокомпрессора;
  • Повышенная вибрация наблюдается в диапазоне частот от 6000 до 6850 об/мин, т.е. включает и рабочий диапазон частот вращения;
  • При прогреве агрегата вибрация переднего подшипника «плавает», увеличиваясь то в вертикальном, то в горизонтально-поперечном направлении измерений;
  • Значения критических частот агрегата, наблюдаемые в ходе эксплуатации, не совпадают с расчетными;
  • Вибрация переднего и заднего подшипника на рабочих частотах вращения в подавляющем большинстве случаев носит синфазных характер.

Осознавая необходимость решения проблемы в 2012 году в ООО «Газпром трансгаз Югорск» было решено возобновить работы по исследованию низкой вибрационной надежности агрегатов типа ГТН-16.

Выполненный комплекс работ с участием сотрудников ООО «НПП «Уральская лаборатория вибрации» включал в себя:

  • Эксплуатационное обследование агрегатов;
  • Динамические испытания опорной системы агрегатов с использованием вибрационного возбудителя;
  • Расчетные исследования динамики ротора турбокомпрессора;
  • Разработка мероприятий, направленных на решение выявленных проблем;
  • Эксплуатационные испытания агрегатов после внедрения разработанных мероприятий.

В ходе проведения исследований на первом этапе было отмечено, что передняя опора ротора турбокомпрессора имеет ярко выраженные резонансы в низкочастотном диапазоне (1500…2000 об/мин). Уровни вибрации при прохождении этих резонансов достигали значений 80…100 мкм. Резонанс был настолько мощным, что чувствовался даже тактильно – все конструкция передней опоры в буквальном смысле «гуляла» под ногами.  

Каждому специалисту в области вибрационной наладки известно, что амплитудно-фазочастотные характеристики являются мощнейшим диагностическим инструментом, а реализующийся при этом набор критических или резонансных частот представляют собой практически «историю болезни», по которой можно полностью восстановить особенности динамики агрегата. Естественно, столь интенсивный рост вибрации, да еще и на малых частотах, который был отмечен у агрегатов ГТН-16, требовал своего объяснения.

Для уточнения жесткостных характеристик передней опоры агрегатов были проведены ее динамические испытания при помощи вибрационного возбудителя, которые позволили уточнить исходную информацию для проведения расчетных исследований динамики ротора турбокомпрессора.

По результатам проведенных испытаний была создана численная модель агрегата в программном комплексе DyRoBeS – специализированном ПО, предназначенном для анализа динамики роторных систем и расчета влияния динамических и статических сил.

В ходе верификации математической модели агрегата с данными, полученными в ходе испытаний, было показано, что отмеченные низкочастотные резонансы могут быть получены только при переходе от «классических» для подобных расчетов одномассовых моделей «ротор – опора (масляный клин)» к моделям многомассовым «ротор-масляный клин – опора (масса) – ребра жесткости – основание».

Особенностями таких многомассовых систем является то, что при этом появляются дополнительные резонансы, связанные с резонансными явлениям самой опоры. Более того, при определенном соотношении масс и жесткостей возможно появление т.н. эффекта «дубль-форм», когда одна и та же собственная форма колебаний ротора способна реализовываться неоднократно, т.е. когда ротор имеет несколько критических частот, обусловленных одной и той же формой колебаний.

Особенностью передней опоры ротора турбокомпрессора агрегатов ГТН-16 является именно такие соотношения масс и жесткостей элементов опорной системы.

При этом опора имеет низкочастотный резонанс (около 3000 об/мин), который делит систему на два состояния:

  • До резонанса опоры жесткость опорной системы определяется жесткостью самой опоры, которая имеет крайне низкое значение (порядка 70…100 кН/мм) в силу своих конструктивных особенностей. Естественно, что при такой жесткости ротор проходит критические частоты на достаточно низких частотах вращения (1500…2000 об/мин).
  • После резонанса опоры жесткость системы меняется скачком и определяется уже жесткостью масляного клина (динамическая жесткость самой опоры после прохождения резонанса стремиться к бесконечности, что можно представить при помощи простейшего опыта с шариком на резинке – на удалении от резонанса шарик останавливается, что и означает рост динамической жесткости). При этой новой жесткости ротор вновь проходит критические частоты, но уже на более высоких частотах.

Пренебрежение такими особенностями динамики роторной системы ведет, прежде всего, к грубейшим ошибкам при определении значений критических частот в ходе проектирования агрегата, которые могут достигать 700…1000 об/мин. Именно это и стало причиной того, что критические частоты агрегатов ГТН-16 не совпадают с расчетными, а одна из критик реализуется в районе рабочего диапазона частот вращения ротора турбокомпрессора.

Близость критической частоты к рабочим частотам и зарезонасный характер передней опоры позволили объяснить ВСЕ особенности поведения агрегата, которые отмечались ранее.

Однако еще важнее то, что созданная динамическая модель ротора турбокомпрессора позволила провести поиск эффективных путей решения проблемы неудовлетворительного вибрационного состояния агрегатов семейства ГТН-16:

  1. Было показано, что критическая частота, реализующаяся вблизи рабочих частот вращения, определяется второй формой колебаний ротора турбокомпрессора. Соответственно, для снижения вибрационной активности агрегата в ходе балансировки необходимо особое внимание уделять снижению остаточного дисбаланса ротора именно по этой форме. Кроме того, было категорически запрещено устранять дисбалансы по второй форме установкой грузов в консолях ротора, что часто практиковалось.
  2. Было показано, что проблему неудовлетворительной остройки ротора турбокомпрессора от резонансов можно решить только кардинальным изменением системы опирания передней опоры агрегата, что позволило отсечь многочисленные проекты по установке различных ужесточающих опору элементов.
  3. Одним из эффективных методов влияния на динамику агрегата средством является изменение жесткости масляного клина. Проведенный эксперимент с увеличением зазоров в опорном подшипнике подтвердил это – собственные частоты ротора турбокомпрессора снизились до уровня порядка 5800…6000 об/мин, что после проведенной подбалансировки ротора (необходимой вследствие снижения жесткости опоры) позволило уйти от всех особенностей вибрационного состояния агрегата, характерных для близости критической частоты к рабочей.

Проведенные исследования внесли существенный вклад в понимание особенности динамики агрегатов семейства ГТН-16, предложить и реализовать ряд мероприятий, направленных на повышение его вибрационной надежности.

Полученные результаты подтверждены отзывами от ООО «Газпром трансгаз Югорск» и ООО «ГАЗПРОМ ЦЕНТРРЕМОНТ».