Автор: А.А. Банников, А.Г. Казанцев (Кемеровское АО «Азот»)

Опубликовано в журнале Химическая техника №6/2017

На протяжении значительного периода времени (были проанализированы данные по вибромониторингу за несколько лет) на 4-й ступени (ЦВД) центробежного компрессора фирмы Nuovo Pignone, предназначенного для сжатия углекислого газа (СО2) в технологии производства карбамида, регулярно возникало спонтанное увеличение абсолютной вибрации корпуса. Эта вибрация неоднократно становилась причиной остановки компрессора. С целью определения причин повышения вибрации была проведена работа по нескольким направлениям: выявлению отклонений в технологическом процессе, анализу данных вибродиагностики, оценке технического состояния деталей и узлов компрессора.

Четырехступенчатый центробежный компрессор состоит из трех цилиндров: низкого давления (ЦНД) 2 MCL 607, включающего две ступени, среднего давления (ЦСД) BCL 305/А с одной ступенью и высокого давления (ЦВД) BCL 205/В также с одной ступенью сжатия. Цилиндр низкого давления имеет горизонтальный разъем, цилиндры среднего и высокого давления имеют вертикальные разъемы. Схема компрессора представлена на рис. 1.
Рис. 1. Схема компрессора с расположением цилиндров
После цилиндра низкого давления установлен одноступенчатый мультипликатор TRL 25 с частотой вращения 7200/14 014 мин–1. Компрессор приводится в движение паровой конденсационной турбиной, состоящей из одного цилиндра с двумя лопастными системами высокого и низкого давления. Система высокого давления состоит из одного активного колеса, система низкого давления – из пяти активных колес. Рабочая частота вращения турбины – 6900…7200 мин–1.
Для выявления причин повышения вибрации, связанных с технологическим процессом, был проведен анализ технологических параметров (температур и давлений газа на всасывании и нагнетании секций) при разных режимах работы компрессора, работа межступенчатых аппаратов и трубопроводов. Проанализирована схема подключения компрессора в технологическую линию производства карбамида. Данные для анализа были взяты за последние три года работы компрессора. Результаты проведенного анализа показали отсутствие прямой зависимости между возникновением повышенной вибрации компрессора и изменением как режимов работы, так и технологических параметров. При анализе технологической схемы было установлено, что при модернизации из нее был исключен газгольдер, который был подключен в линию всасывания компрессора. Газгольдер был необходим для поддержания постоянного давления и сглаживания пульсаций на всасывании компрессора.
На основании данных стационарной системы вибромониторинга System1 фирмы BentlyNevada были выделены несколько временных отрезков: с наличием повышенной вибрации и работой компрессора в стационарном режиме (рис. 2).
Рис. 2. График периодов возникновения вибрации
Увеличение и падение уровня как абсолютной, так и относительной вибраций на компрессоре происходили практически мгновенно (рис. 3, 4). Во временных отрезках также не прослеживалось никакой системы (см. рис. 2). Характерной особенностью появления повышенной вибрации было незначительное изменение амплитуд в спектре относительной вибрации по сравнению с амплитудой в спектре абсолютной вибрации (рис. 5–7). В момент возникновения вибрации на ЦВД компрессора в спектре выделялась частота 0,44ХБ, амплитуда которой на порядок выше частоты 1ХБ. При отсутствии повышенной вибрации (см. рис. 5) в спектре абсолютной и относительной вибрации присутствуют только частоты 1ХТ (оборотная частота тихоходной ступени) и 1ХБ (оборотная частота быстроходной ступени).
Рис. 3. Тренд фазы и относительной вибрации ротора
на подшипнике ЦВД, сформированный за 3 дня
Рис. 4. Тренд фазы и относительной вибрации ротора
на подшипнике ЦВД
Рис. 5. Характерные спектры абсолютной вибрации
на опорно-упорном подшипнике при работе компрессора
с повышенной вибрацией (синий) и в нормальном
режиме (черный)

Низкочастотная вибрация, как правило, связана с потерей динамической устойчивости вращения ротора, которая возникает, когда циркуляционные силы масляной пленки и (или) аэродинамические циркуляционные силы превосходят силы демпфирования.

Анализ спектров и трендов вибраций позволил сделать предположение о причине появления в спектре частоты 0,44ХБ. Появление данной частоты является следствием автоколебаний ротора, возникающих в масляной пленке – прецессия ротора. Для подтверждения данного предположения был проведен анализ орбит и полного спектра относительной вибрации на подшипниках ЦВД. Одной из причин возникновения прецессии являлись межступенчатые перетоки газа в цилиндре высокого давления, возникавшие из-за пульсаций газа на всасе компрессора.
Сотрудниками фирмы BentlyNevada была предложена характеристика прецессии вала в подшипниках скольжения, представляющая параметры орбиты, в частной области [1], названной полным спектром. Частные компоненты этого представления, являющиеся комплексными числами, отличаются по амплитуде от обычного спектрального представления и в отличие от него позволяют определить направление прецессии на данной частоте даже без необходимости рассмотрений «отфильтрованной орбиты» с отметкой на ней угла поворота вала.
Как видно из спектров полной вибрации (см. рис. 6, 7), прецессия ротора является прямой, т.е. совпадает с направлением вращения ротора. Прецессии (автоколебания) возникают под действием постоянной внешней силы и поддерживаются постоянным подводом энергии и, следовательно, устранив силы, воздействующие на систему ротор–масло–опора, или изменив жесткость данной системы, можно изменить порог возникновения автоколебаний [2, 3].
Рис. 6. Каскады полных спектров относительной вибрации
на опорном подшипнике при работе компрессора
в нормальном режиме и с повышенной вибрацией
Рис. 7. Каскады полных спектров относительной вибрации
на опорном-упорном подшипнике при работе компрессора
в нормальном режиме и с повышенной вибрацией
С целью увеличения жесткости в системе ротор–масло–опора было принято решение заменить подшипниковые узлы и модернизировать межступенчатые уплотнения. Штатный опорный подшипник был оборудован пятью самоустанавливающимися колодками. Конструкция штатного пятиколодочного подшипника не обладает достаточной несущей способностью даже в номинальном режиме, а в пусковых и переходных режимах из-за низкой несущей и демпфирующей способности происходит интенсивное изнашивание подшипников. Об этом говорит вибрационная картина, получаемая во время работы подшипников данного типа, а также характерные дефекты, возникающие в проточной части, в элементах подшипников и уплотнений, выявляемые при проведении ремонтов.
Новая модель подшипника имеет три опорные колодки с саморегулируемой гидростатической масляной опорой. Саморегулирование колодок осуществляется поступлением части смазывающего масла из зоны максимального давления гидродинамического клина в камеру на «спинке» опорной колодки. При этом давление в камере повышается таким образом, что сила, действующая на «спинку» опорной колодки, уравновешивает силу со стороны давления гидродинамического клина (рис. 8).
Рис. 8. Схема работы опорного подшипника
Такое внутреннее устройство установленного подшипника позволило изменить кривую подвижного равновесия, превратив ее практически в прямую линию, т.е. линия эксцентриситета совпадает с линией действия внешней нагрузки. Следовательно, почти полностью устраняется перекрестная жесткость и опасность возникновения гидродинамической неустойчивости, что характерно для устойчиво работающих подшипников. Между колодками подшипника установлены маслосъемные скребки, служащие для отвода отработанного горячего масла из рабочей зоны подшипника (рис. 9). Это в свою очередь существенно облегчает тепловой режим подшипника, увеличивая его несущую способность. Колодки изготовлены с применением метода, повышающего соединение стальной подложки с антифрикционным баббитовым слоем (метод электроэррозионного легирования).

Рис. 9. Эскиз опорного подшипника, установленного
на компрессоре
Подводя итоги проделанной работы, можно отметить, что доступными методами вибродиагностики была верно выявлена причина повышения вибрации, что позволило принять правильные технические решения для устранения причины вибрации. Замена штатных подшипников подшипниками с саморегулируемой гидростатической масляной опорой дали возможность увеличить жесткость системы ротор–масло–опора и отодвинуть диапазон возможного возникновения автоколебаний ротора от текущих рабочих параметров компрессора.
 
Список литературы
1. Goldman P., Muszynska A. Application of Full Spectrum to Rotating Machinery Diagnostics//Orbit. Vol. 20. N. 1. First Quarter. 1999. P. 17–21.
2. Bently D. E., Muszynska A, Role of circumferential flow in the stability of fluid-handling machine rotors//The fifth workshop on rotordynamics instability problems in high performance turbomachinery, Texas A&M University, College Station, Texas, 16-18 May 1988, pp. 415-430.
3. Muszynska A. Multimode whirl and whip in rotor/bearing systems dynamics of the second international symposium on transport phenomena, dynamics, and design of rotating machinery. V. 2. Hemisphere Publishing Corporation, Honolulu, Hawaii, April 1988. Р. 326–340.
СХОЖИЕ СТАТЬИБОЛЬШЕ ОТ АВТОРА