Содержание к диссертации
Введение
I. Современное состояние проблем конструирования и оценки работоспособности роторов многовальных центробежных компрессоров высокого давления 9
II. Разработка методов и программ расчета внешних аэродинамических нагрузок, действующих на ротор центробежного компрессора 26
2.1. Метод расчета радиальной аэродинамической силы 26
2.2. Метод расчета осевой аэродинамической силы 54
2.3. Расчет усилий в зубчатой передаче 81
2.4. Анализ результатов расчета радиальных и осевых аэродинамических и механических сил, действующих на реальные роторы многовального центробежного компрессора 81
III. Метод и результаты экспериментального исследования трехопорного модельного ротора ... 94
3.1. Экспериментальный стенд и методы измерений 94
3.2. Погрешность измерений и точность определения основных величин 100
3.3. Результаты экспериментальных исследований трехопорного модельного ротора 102
IV. Расчетный анализ амплитудно-частотных характеристик и форм колебаний трехопорных роторов 108
4.1 Тестовые задачи для принятого теоретического метода анализа 108
4.2. Анализ динамики модельного трехопорного ротора 110
4.3. Анализ динамики трехопорных роторов реального многовального центробежного компрессора .. 119
V. Разработка рекомендаций по повышению работоспособности трехопорных роторов МЦК 152
Выводы 157
Литература
- Метод расчета осевой аэродинамической силы
- Анализ результатов расчета радиальных и осевых аэродинамических и механических сил, действующих на реальные роторы многовального центробежного компрессора
- Погрешность измерений и точность определения основных величин
- Анализ динамики трехопорных роторов реального многовального центробежного компрессора
Введение к работе
Актуальность работы. В связи с необходимостью освоения средних и мелких месторождений нефти, особенно северных и морских, а также тенденцией использования более эффективных технологических установок малой мощности в химии и нефтехимии, возрастает потребность в центробежных компрессорах (ЦК) с небольшой производительностью и высоким конечным давлением. Мощность привода таких ЦК не превышает значений N = 2 -і- 4 МВт. При этом капитальные затраты, сроки монтажа и пуска ЦК должны быть минимальными. Использование для этих целей ЦК традиционной одновальной схемы, состоящей из 2-х или 3-х последовательных корпусов сжатия с одинаковой частотой вращения роторов, отдельного мультипликатора и зубчатых муфт на быстроходных валах, не обеспечивает" высокую эффективность технологических установок из-за низкого КПД последних ступеней и значительных осевых габаритов компрессора в целом. Требованиям по компактности, экономичности и максимальной заводской готовности удовлетворяют в настоящее время только многовальные ЦК (МЦК). Они обеспечивают компактность конструкции за счет единого блока корпусов сжатия и мультипликатора, а также более высокую газодинамическую эффективность за счет индивидуальных оптимальных частот вращения каждого ротора. В связи с этим научные и конструкторские работы, необходимые для освоения и дальнейшего развития МЦК, являются весьма актуальными.
Среди зарубежных фирм МЦК были освоены в 1974 г. только компанией Ingersoll-Rand (США), являющейся наиболее авторитетной в мире по ЦК. В России и странах СНГ МЦК разработаны только в г. Казани в 1986-1989г.г. известными организациями по компрессоростроению ЗАО НТК и ОАО ККМ. Опыт проектирования и доводки МЦК показал, что дальнейшее их развитие и расширение области использования связано, главным образом, с повышением работоспособности используемых высокоскоростных многоступенчатых трехопорных роторов. Выявилась необходимость в создании более надежных методов анализа работоспособности таких роторов, учитывающих наряду с влиянием неуравновешенности, гироскопических эффектов и явлений в смазочном слое подшипников, еще и влияние значительных аэродинамических нагрузок со стороны потока высокого давления и механических нагрузок в зубчатом зацеплении.
Настоящая работа выполнена в соответствии с потребностями практики, планами НИОКР ЗАО НТК, а также в соответствии с решениями IV-VIII Международных конференций по компрессоростроению.
Цель работы. На основе расчетного анализа амплитудно-частотных характеристик (АЧХ) многоопорного ротора и полученных экспериментальных данных определить работоспособность и выдать рекомендации по ее повышению трехопорных роторов МЦК высокого давления, испытывающих комплексное воздействие неуравновешенности масс и внешних аэродинамических и механических нагрузок, гироскопических эффектов и явлений в смазочном слое подшипников.
Научная новизна. Для более точного определения безопасной зоны рабочих частот вращения трехопорных роторов МЦК показана необходимость использования метода расчета АЧХ и форм вынужденных колебаний, учитывающего неуравновешенность масс, гироскопические эффекты, динамические характеристики опор, деформацию сдвига, внешние аэродинамические и механические силы, действующие на ротор.
Созданы методы и программы расчета радиальных и осевых аэродинамических сил, действующих на многоколесные роторы МЦК высокого давления с учетом их конструктивных особенностей.
Выполнено экспериментальное и теоретическое исследование трехопорных модельных и реальных роторов опытного базового образца МЦК типа КЦКУ- 4, используемого для газлифта нефти, и даны рекомендации по повышению их работоспособности.
На конструкторские разработки по КЦКУ-4 получены авторские свидетельства.
Практическая ценность. Использование современных методов и программ расчетов АЧХ и форм колебаний роторов, а также аэродинамических радиальных и осевых сил позволяет конструктору с незначительными затратами времени и более высокой точностью выполнить анализ работоспособности многоопорных роторов МЦК- В результате на разных режимах работы определяются аэродинамические и механические нагрузки, амплитуды колебаний в любом сечении ротора, критические зоны рабочих частот вращения и дополнительные динамические нагрузки на подшипники. Это позволяет сократить время проектирования и доводки МЦК и повысить их надежность. * Промышленная эксплуатация базового МЦК типа КЦКУ-4 на Самотлорском нефтяном месторождении показала высокую эффективность разработанной конструкции, созданной на основе выполненных исследований.
В I главе рассмотрено современное состояние проблем конструи- ф рования и оценки работоспособности МЦК высокого давления. Показана возможность использования МЦК для газлифтного способа добычи нефти для средних и мелких месторождений. Выполнен обзор и сравнение конструкций МЦК, созданных известными зарубежными и отечественными организациями по компрессоростроению.., Рассмотрены научные проблемы, решение которых позволяет обеспечить дальнейшее развитие МЦК высокого давления для различных отраслей промышленности. На основе выполненного анализа сформулированы задачи настоящей работы.
II глава посвящена разработке методов и программ расчета внешних аэродинамических нагрузок, действующих на ротор МЦК.
В III главе представлены метод и результаты экспериментального исследования трехопорного модельного ротора.
IV глава посвящена расчетному анализу АЧХ и форм колебаний трехопорных модельных и реальных роторов МЦК типа КЦКУ-4.
В V главе приводятся рекомендации по повышению работоспособности трехопорных роторов.
В заключении сформулированы выводы и рекомендации по проделанной работе.
Представленная работа выполнена в ЗАО "НИИтурбокомпрессор им. В.Б. Шнеппа". Автор работы, будучи ведущим конструктором и главным специалистом, в период с 1981 по 1992 г.г. непосредственно лично участвовал в проектировании опытного базового МЦК типа КЦКУ-4, создании и доводке экспериментальных стендов для газодинамических испытаний на замкнутом контуре и динамических исследований модельных роторов КЦКУ- 4, в испытаниях на стендах, в освоении современных методов расчета АЧХ роторов, в разработке методов расчета аэродинамических радиальных и осевых сил, в монтаже, пуско-наладке и сдаче в промышленную эксплуатацию КЦКУ-4 на Самотлорском нефтяном месторождении.
Метод расчета осевой аэродинамической силы
Функции давления p, входящие в интегралы формулы (2.21), зависят [12, 37, 39] от величины и направления (к оси, или от оси) безразмерной _ Q. утечки q Ч и2 через уплотнения покрывного и рабочего дисков РК, зазора S -—, числа Рейнольдса Reu =——- и граничной закрутки Си2{, г2 vo потока на входе в зазор S. Аналитические выражения для этих функций давления р приняты из работы [37], результаты которой хорошо подтверждаются практикой эксплуатации ЦК. Для течения к оси p = p2-{{51J84q-CL2(-(l-f)2+0,25Cu2e.(l-r) + 56,3q-(l-f) + 0,46.(l-f) -22,5-Vq S (l-r)}2 + 0,028-0,7 (0,8-f)2 -(1-r)7 28(w)2+2 345}, (2.22) a для течения от оси f 0,003 (2.23) P = Pi + 0 00033 -0,206г3 + 0,147 + 35,08г q- 24,9? Re,-5-10" + 0,0022 Границы использования этих формул: S=0,01 + 0,l; г = гл =0,2+0,7; гк =1,02+1,1; q = 0+0,008; Cu2s =0,4 + 1,0; Reu=106+107; b2 =0,02 + 0,1. При S=0,01, q = 0, Cu2t =0,42, Reu =5-106 в формулах (2.22) и (2.23) перепад давления равен известной [48] величине p2-p = 0,125-(l-f2). В выражении (2.22) неизвестными являются р, q, Cu2 . Способ определения граничной закрутки Си2 для концевой ступени с малым значением Ь2 = 0,03 рассмотрим в разделе 2.2.2. Значения р = рл и q определяются методом последовательных приближений из совместного решения уравнения (2.22) с уравнением расхода через лабиринтное уплотнение, записанное в безразмерном виде
Для течения к оси около покрывного диска гл = глп, рл = рлп, а для основного диска концевой ступени, где течение также направлено к оси, л =?ло» Рл =Рло» Ро =Рд. После определения рл и q находится р по (2.22) для любого радиуса диска и величина осевой силы на диск ТДп0=2д. fp.r-dr. (2.25) ГЯП ГЛО В формуле (2.23) для течения от оси неизвестными являются р = рл и q, которые также определяются методом последовательных приближений из совместного решения (2.23) с уравнением расхода через лабиринтное уплотнение \ = 2п-а-тя-Ъ- Рк Рл . (2.26) ч \ FK /РЛ Для основного диска промежуточной ступени, где течение направлено от оси, гл =гло, рл =рло, рк =рл, рк =рд. После нахождения рл и q можно определить р по (2.23) и далее найти осевую силу на диск по (2.25). Определив таким образом основные интегралы давления на покрывной и основной диски РК, по (2.21) найдем суммарную силу Т.
Определение граничной закрутки потока Си2ь в зазоре S на радиусе г = 1 рабочего колеса Как известно [37, 45], величина Си2 непосредственно в боковом зазоре шириной S между диском РК и корпусом заметно отличается от величины \{/2 = Си2 по ширине Ьг за РК. Это отличие зависит, главным образом, от значения утечки q через уплотнение диска РК и, как выяснилось, от ширины Ь2 на выходе из РК.
Для определения зависимости Х/2—Си2 =1Хч)» необходимой для использования формулы (2.22), выполнен анализ экспериментальных данных с измерениями скоростей Си и Сг за РК и в зазоре S, полученных в СКБК (ныне ЗАО НТК) [43] для типовой концевой ступени с РК, имеющим Рл2=60 Z2=I7, незначительную ширину Ь2=0,03, лопаточный диффузор (ЛД) с г3 = 1,1, — = 1,55, b2 = b3, Ми = 0,65.
Ступень с ЛД позволила исключить обратное влияние улитки на параметры по окружности за РК на г = 1. Неизбежная неравномерность давления по шагу ЛД на r3 = 1,1 резко снижается с приближением кг,= 1,0
[12, 36, 38], в результате чего поток за РК для данной ступени можно считать осесимметричным. Трехканальные ориентируемые насадки для измерения давлений и углов потока устанавливались за РК на г = 1,05 и в зазоре S около покрывного диска на г = 0,98. Для более точного определения утечки q через зазор в уплотнении покрывного диска измерялись давления до и после уплотнения. Результаты: измерений скоростей С„ и Сг на г = 1,05 за РК показаны на рис. 2.16, 2.17, 2.18.
Анализ результатов расчета радиальных и осевых аэродинамических и механических сил, действующих на реальные роторы многовального центробежного компрессора
Схемы расположения корпусов компрессора и направления действия аэродинамических радиальных (R) и осевых (Т) сил, а также сил в зацеплении мультипликатора показаны на рис. 2.25 и 2.26.
Осевая сила в зацеплении должна снижать суммарную осевую силу Т„, действующую на упорный подшипник Tn = T-Fa.
Расположение выходных патрубков корпусов после внутренних улиток выбрано из условия компоновки. Для I корпуса выходной патрубок имеет горизонтальное направление, а для II и III - вертикальное.
Силы в зацеплении на любом режиме работы имеют постоянное направление, а величина их определяется передаваемой мощностью.
Осевая газодинамическая сила Т, действующая на ротор, должна быть направлена на всех режимах в сторону всасывания, что осуществляется подбором диаметра разгрузочного диска (думмиса). Это обеспечивает более надежную работу упорного подшипника.
Величина и направление действия газодинамической радиальной силы R зависит от режима работы. Минимальное её значение соответствует расчетному режиму.
Схема усилий, действующих в зацеплении, а также принятые из источников [53, 54] расчетные формулы показаны на рис.2.27. Расчеты выполнены по методам и программам, рассмотренным в разделах 2.1 ч- 2.3. . Результаты расчетов . радиальных аэродинамических сил, действующих на последнее пятое РК в концевой ступени с БЛД и внутренней улиткой, для всех трех корпусов сжатия показаны на рис.2.28
Зависимости построены в безразмерном виде. Величина (р2=Ф2/ф2р (ф2 и ф2р- текущее и расчетное значения коэффициента расхода) отражает режим работы ступени по производительности (рис.2.28). Значение tga2 = tga2/tga2 (tga2= , tga2p = — -) V2 2P характеризует отличие треугольников скоростей за РК на г = 1 для текущего и расчетного режимов работы ступени (рис.2.28б). Расчеты выполнены для фактических рабочих интервалов работы концевых ступеней по ф2: в 3 корпусе с РК К" р2 = 0,7 -5- 0,96 ( отмечено х на рис. 2.28); во 2 корпусе с РК "D" ( = 1,06 + 1,34( отмечено Д на рис.2.28); в первом корпусе с РК "L" Щ 0,72+0,96 ( отмечено О на рис.2.28). Кривые 1 и 2 на рис.2.28 обозначают работу этих концевых ступеней с зазорами в уплотнениях РК соответственно 5 = 0,2 мм S = 0,4 мм. На рис, 2.28 показаны также значения степени реактивности Q, соответствующие указанным концевым ступеням.
Для сравнения на рис. 2.28 приведены зависимости радиальных сил для ступеней НЗЛ с БЛД и внешней улиткой, а также с БЛД и внутренней улиткой в интервале ( = 0,7 -г 1,4, полученные при испытаниях на стенде для РК с D2 = 305 мм [12].
Из рисунка 2.28 видно заметное влияние величин ф2и tga2, и Сі на значение R. С уменьшением производительности, т.е. величин ф2 и tga2, значение R растет и имеет максимальное значение при малой величине г Q = 0,62. Представление радиальной силы в виде критерия R/b2 для ступеней с одинаковыми 4и гнар (рис.2 Л а), но разными Ь2, позволило получить обобщающие зависимости на рис.2.29. Видно отчетливое t влияние значения степени реактивности Q на величину R/b2 , наиболее заметное в области малых Ц 2.
Погрешность измерений и точность определения основных величин
В процессе механической отладки стенда и доводочных мероприятий были выбраны оптимальные диаметральные зазоры в опорных цилиндрических подшипниках 25 = 0,13 мм и сегментном опорном подшипнике 25 = 0,08 мм, расходы масла, диаметры жиклеров индивидуального подвода смазки с рабочей стороны с1ж = 3 мм и с нерабочей d = 1,5 мм упорного подшипника. Подробно этапы доводки представлены в отчетах [5,6] и в работе [7].
Окончательные результаты измерений амплитуды колебаний ротора и температуры в упорных рабочих подушках при разных значениях осевой силы Т и реальной скорости вращения приведены на рис.3.5 и рис.3.6. Из этих рисунков видно, что при осевой нагрузке Т = 1000 -5- 8000 Н амплитуда колебаний ротора в сечениях 1,2,3 практически не изменяется. Испытания показали, что при Т = 7000 Н средняя максимальная температура в упорных подшипниках составила 120С (рис. 3.6), что является предельным значением. Таким образом, условия работы наиболее нагруженных осевой силой реальных роторов КВД И КСД (см. результаты расчетов T-Fa на рис. 2.30) являются допустимыми.
Наиболее характерные результаты измерений амплитуды вибрации ротора и максимальной температуры на поверхностях скольжения опорных подшипников при разных радиальных нагрузках Fr показаны на рис.3.7-5-3.10. С ростом радиальной нагрузки (рис.3.7) амплитуда колебаний в сечениях 1 и 2 снижается и стабилизируется. В области опорно-упорного подшипника (сечение 3) при R 3000 Н имеется тенденция незначительного роста амплитуды колебаний и последующая её стабилизация. После повторной балансировки эти изменения уменьшаются (рис.3.9).
Максимальные температуры в опорных подушках сегментного подшипника (рис.3.8) не превышают допустимых значений 110С и слабо зависят от величины Fr. Эти же температуры в смазочном слое обоих опорных цилиндрических подшипников плавно возрастают с увеличением Fr, но не превосходят допустимых значений (рис.3.8).
Испытания модельного ротора со штатными щелевыми уплотнениями (с плавающими кольцами), установленными со стороны среднего опорного цилиндрического подшипника и со стороны опорно-упорного сегментного подшипника, показали (рис.3.10) незначительное увеличение вибрации. Результаты экспериментального определения области неустойчивой работы модельного ротора в районе первой критической частоты приведены на рис.3.11. Из рис.3.11 видно, что "запретная" зона работы данного ротора, испытывающего только постоянную радиальную нагрузку в области зубчатой втулки Fr = 5000 Н, находится в пределах 950Q-15000 об/мин. Рабочая скорость вращения ротора при испытаниях п =Л 9200 об/мин, а первая критическая по опытным данным (рис.3.11) Пг= 10500 об/мин.
Рассмотрим результаты расчетов по разработанным программам и их сопоставление с полученными экспериментальными данными.
С целью проверки достоверности принятого теоретического метода анализа [9] и программы расчета на ПЭВМ выполнено сопоставление расчетов с известными данными из литературы, принятыми в качестве тестов.
Тест 1. Вал переменного сечения с семью сосредоточенными массами, опертый на 2 шарнирные абсолютно жесткие опоры [23, стр.55-58]. Схема вала, приведенная в [23] на странице 55, показана ниже.
Значения основных величин: Е=6,4-10мПа, р=1-104кг/м3, і=1см, Схх=Суу=2,042 -I04 н/м. Получены частоты собственных колебаний: по [32 ] fi = 38,99Гц, по нашему решению для 11 расчетных сечений ft = 39,15 Гц. Приведенные тестовые задачи и результаты их решения хорошо подтверждают достоверность принятого теоретического метода анализа и программы расчета на ПЭВМ. По этому методу проведен комплекс расчетов динамических характеристик модельных и реальных трехопорных роторов МЦК с целью анализа их работоспособности.
Осевая сила, действующая на ротор, влияет на работоспособность упорного подшипника. Принципиальное влияние осевой силы Tz на критические частоты вала, выполненного по схеме теста № 3 [24] и показанного в разделе 4.1, приведено на рис.4.1. При значениях Tz 10 - -104 Н критическая частота вала данной схемы с диаметром 20 мм возрастает при растяжении и уменьшается при сжатии вала. Уровень реальных осевых нагрузок роторов КЦКУ — 4 составляет Т - Fa = 0 -5- 7000Н (рис.2.30) и не должен влиять на вибрацию при средних диаметрах валов 60 -г- 70 мм, что и показывает рис.3.5.
Расчетные и опытные значения первой критической частоты вращения модельного ротора на податливых опорах практически совпадают (рис.3.11). Расчет качественно подтверждает реальный характер вибрации в сечениях ротора. Максимальная амплитуда колебаний имеет место около турбины, далее она снижается около опорно-упорного подшипника и является незначительной в области опорного цилиндрического подшипника (рис.3.11). Отличие в численных значениях расчетных и опытных амплитуд колебаний связано с неизвестным распределением линейной и угловой неуравновешенности ротора, которая отличается от заданной для расчета. В то же время известно [10], что указанная причина не влияет на значение критической частоты. Расчетная первая критическая частота модельного ротора на абсолютно жестких опорах равна ni = 11200 об/мин (рис.4.2), а на податливых с нагрузкой Fr = 5000 Н Пі = 10500 об/мин (рис.4.3). Отличие А 10500-11200 ,nnor ,„. составляет Д = 100% = -6,3%. 11200
В таблице 4.1 приведены результаты расчетов дополнительных динамических нагрузок Rmax, действующих на подшипники модельного ротора при его работе на первой критической частоте Пі = 10500 об/мин и постоянной радиальной нагрузке в зубчатой втулке Fr = 5000 Н. Указанные дополнительные динамические нагрузки, выявленные расчетным путем, учтены при проектировании подшипников.
Анализ динамики трехопорных роторов реального многовального центробежного компрессора
Компрессор содержит корпус 1, в котором установлен ротор 2, имеющий упорный подшипник 3 с колодками 4, установленными на упругих пластинах 5. Компрессор имеет устройство для разгрузки подшипника 3 от осевых усилий, включающее разгрузочный поршень 6 и полость 7, сообщенную с полостью 8 всасывания компрессора посредством линии 9 с регулирующим клапаном .10. В подшипнике 3 установлен датчик 11, например индуктивный для измерения прогиба упругих пластин 5. Датчик 11 подключен к клапану 10.
Способ осуществляется следующим образом.
При увеличении ( уменьшении ) осевого усилия, действующего на подшипник 3, увеличивается ( уменьшается ) прогиб упругих пластин 5 под колодками 4. Датчик 11 измеряет прогиб и вырабатывает сигнал, действующий на открытие (закрытие) регулирующего клапана 10. В результате увеличивается (уменьшается) перепуск из полости 7 в полость 8 всасывания и соответственно изменяется осевое усилие, действующее на подшипник.
Повышение надежности разгрузки достигается за счет того, что прогиб упругих пластин определяет осевое усилие и в то же время практически не зависит от других факторов,
3. Определение критических частот и АЧХ трехопорных роторов на жестких опорах, без учета податливости смазочного слоя, весьма приближенно отражает картину колебаний. Например, монотонный характер АЧХ роторов на жестких опорах показывает возможность их работы за второй критической частотой, тогда как АЧХ роторов на податливых опорах запрещают такую работу из-за больших амплитуд колебаний.
Наибольшее отличие критических частот трехопорных роторов на жестких и податливых опорах характерно для 1 тона колебаний и составляет 6 9% при нагрузке только от веса ротора. Учет внешних радиальных сил в зацеплении и от улитки дополнительно изменяет реакции в опорах и, соответственно, коэффициенты жесткости и демпфирования смазочного слоя. Это приводит, например, для ротора КВД, к дополнительному изменению первой критической частоты на 2%. В связи с этим влияние внешних радиальных механических и аэродинамических сил должно учитываться при проектировании трехопорных роторов, в которых возможности конструктивной отстройки от резонанса ограничены.
4. Остаточная неуравновешенность ротора, вращение РК в переменном по окружности поле давлений, особенно высоких в КВД, лабиринтная неустойчивость в уплотнениях покрывных дисков и думмиса являются источником дополнительных динамических нагрузок на опорные подшипники. Например, для модельного ротора, имитирующего ротор КВД, при работе на первой критической частоте с радиальной нагрузкой в зацеплении Fr = 5000 Н дополнительные динамические реакции из-за неуравновешенности ротора значительны. Для среднего опорного подшипника они составляют 40,5% от статических реакций, а для левого опорного 23%. Динамическая реакция в правом опорном сегментном подшипнике на порядок выше статической. Указанные явления могут привести к выкрашиванию баббитового слоя и обмятию внешних поверхностей подушек [75]. В связи с этим предложена перспективная конструкция сегментного опорного подшипника с упругими элементами поа.с. [67], показанная нарис.5.3.
Результаты испытаний такого подшипника с самоустанавливающимися подушками на упругих элементах показали [75], что он работоспособен во всем диапазоне нагрузок и скоростей. Амплитуда вибрации ротора не превышает 20 мкм. Максимальная температура рабочих поверхностей подушек на 20 + 27С меньше, чем у аналогичного подшипника без упругих опор. .
