close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Методы экспериментального определения границы помпажа центробежных компрессоров с электромагнитным подвесом роторов..pdf

код для вставкиСкачать
УДК 621.515
Я. З. Гузельбаев, В. А. Максимов, А. Л. Хавкин
МЕТОДЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО ОПРЕДЕЛЕНИЯ ГРАНИЦЫ
ПОМПАЖА ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРОВ
С ЭЛЕКТРОМАГНИТНЫМ ПОДВЕСОМ РОТОРОВ
Ключевые слова: центробежный компрессор, электромагнитный подвес, помпаж, вращающийся
срыв, газодинамическая неустойчивость.
Рассмотрены явления газодинамической нестационарности, проблемы
проведения газодинамических испытаний центробежных компрессоров с электромагнитным подвесом роторов в условиях эксплуатации, экспериментальное определение линии границы газодинамической неустойчивости и области
рабочих точек на характеристики компрессора, гарантирующих его безопасную работу.
Key words: centrifugal compressor, electromagnetic rotor suspension, rotating stall, gasdynamic instability.
Gasdynamic instability phenomena, problems of gasdynamic testing of centrifugal compressor with magnetic rotor suspension in operating conditions has been
studied, and the gasdynamic instability limit and the interval of working point on
compressor characteristic curve on which its operation is assured, have been experimentally determined.
В настоящее время ведущие отечественные и зарубежные фирмы разработали, изготовили и поставляют в эксплуатацию центробежные компрессоры (ЦК) с электромагнитным подвесом роторов. Основные преимущества и недостатки электромагнитных подвесом (ЭМП) достаточно подробно изложены в работах [1-5]. Однако в литературе содержится крайне мало экспериментального материала о работе таких компрессоров в области
малых расходов газа при приближении к неустойчивым режимам работы компрессора.
Неустойчивость может проявляться в форме помпажа – колебательного процесса
всей массы рабочего тела, заполняющего компрессор и присоединенную к нему сеть. Частота таких колебаний зависит от особенностей характеристик компрессора и сети.
Исследования, проведенные отечественными и зарубежными учеными, показали,
что помпажу предшествует другая форма неустойчивости течения газа получившая название вращающийся срыв.
Вращающийся срыв возникает при снижении расхода газа через компрессор, когда
углы натекания потока на лопатки рабочего колеса возрастают настолько, что происходит
отрыв пограничного слоя и образуются зоны срыва в канале между лопатками. Затем зоны
срыва захватывают несколько каналов и перемещаются в сторону вращения рабочего колеса, несколько отставая от него. Более подробно условия возникновения и свойства вращающегося срыва изложены в работе [6].
Практика проведения пусконаладочных работ ЦК с электромагнитным подвесом
ротора выявила определенные сложности при настройке системы антипомпажной защиты
и системы управления ЭМП, связанные с отличием проявлений признаков газодинамической нестационарности процесса компримирования этих компрессоров по сравнению с ЦК
475
снабженными традиционными гидродинамическими подшипниками скольжения.
Специалисты, проводящие помпажные испытания газоперекачивающих агрегатов
(ГПА) испытывают существенные затруднения в определении реальной границы помпажа
центробежных нагнетателей с ЭМП. Дело в том, что преобладающее большинство эксплуатируемых нагнетателей выполнены с масляными (жесткими) опорами роторов, поведение которых предсказуемо и соответственно имеются проверенные многолетним опытом методики проведения помпажных испытаний.
Появление в эксплуатации нагнетателей с электромагнитными подвесами ротора с
необычным для испытателя поведением системы «ротор-опора» при малых расходах газа,
приводит испытателей в определенное замешательство.
Привычные по масляным нагнетателям ГПА признаки помпажа, такие как:
- срыв потока (резкое изменение расхода со сменой направления);
- одновременное падение расхода и давление нагнетания;
- частота колебаний перепада давления на конфузоре более 1 Гц;
- частота колебаний скорости вращения ротора более 1 Гц;
- снижение отношения давлений (при этом точкой помпажа считается максимальное значение, т.е. точка максимального напора);
- приближение нагнетателя к предельно допустимому уровню хотя бы одного режимного параметра, например значения вибрации или осевого положения ротора;
- и другие, могут не проявиться должным образом в нагнетателях с ЭМП при приближении к ожидаемой испытателем границе помпажа, определенной расчетным путем.
При этом методики испытаний, изложенные в работе [7] оказываются неработоспособны.
Поэтому в большинстве подобных случаев, по согласованию с потребителем, за реальную
границу помпажа принимают ее положение в соответствии с расчетными значениями критических расходов, и соответственно настройка системы антипомпажной защиты ведется
от расчетной кривой. Тем самым при эксплуатации происходит либо существенное снижение диапазона работы нагнетателя с ЭМП, либо, наоборот, характерное для высоких значений отношения давлений расширение диапазона работы, недопустимое для работоспособности системы управления ЭМП.
В данной работе приводятся результаты экспериментальных работ по помпажному
тестированию компрессоров с магнитными подвесами ротора и сравнительная газодинамическая характеристика компрессора с той же проточной частью, но с масляными опорами ротора.
Объектами испытаний являлись центробежные нагнетатели газоперекачивающих
агрегатов ГПА-16 "Волга" (мощностью 16 МВт) и ГПА-12М "Урал" (мощностью 12 МВт).
Нагнетатель НЦ-16/76-1,44 - трехступенчатый с диаметром рабочих колес 750 мм,
нагнетатель НЦ-12/56-1,44 - двухступенчатый с диаметром рабочих колес 675 мм. Рабочие
колеса закрытого типа.
Оба нагнетателя с безлопаточными диффузорами, магнитными подвесами и сухими
газодинамическими уплотнениями.
Испытания проводились на компрессорных станциях в натурных условиях с использованием специального переносного комплекса оборудования, применяемого специалистами ЗАО «НИИтурбокомпрессор им.В.Б.Шнеппа» для проведения помпажного тестирования центробежных компрессоров [8, 9].
Испытания нагнетателя НЦ-12/56-1,44 (ГПА-12 М «Урал») проводились на компрессорной станции «Пермская».
Перед проведением тестирования была выведена из работы система антипомпажной
476
защиты нагнетателя. Также были временно отключены аварийные блокировки по параметрам виброперемещения ротора. Безопасность испытаний обеспечивалась постоянным мониторингом специалистами режимных параметров из помещения операторной, блок-бокса
системы автоматизации и блок-бокса системы управления магнитным подвесом (СУМП).
При проведении тестирования нагнетателя фиксировались следующие параметры:
Ps - давление на входе в нагнетатель (начальное давление);
Рd - давление за нагнетателем (конечное давление);
Р0 - перепад давлений на входном конфузоре;
N - частота вращения ротора нагнетателя;
Хпон, Хзон - виброперемещения ротора в радиальном направлении со стороны приводного и свободного концов ротора;
 - виброперемещение ротора в осевом направлении;
F0 – осевое усилие, воспринимаемое магнитным подвесом.

мм
Fo
кгс
0.7
7000
0.6
6000
0.5
5000
0.4
4000
0.3
3000
0.2
2000
0.1
1000
0.0
0
-0.1
-1000
-0.2
-2000
N
об/мин
Po Pd Ps
кПа
Па
3.0
2.0
1.0
0.0
-1.0
t час:мин:с
X

700
0.7
7000
600
0.6
6000
500
0.5
5000
400
0.4
4000
300
0.3
3000
200
0.2
2000
100
0.1
1000
0
0.0
0
мкм мм
Fo
кгс
-0.1
-1000
-0.2
-2000
Po
Па
N
об/мин
Pd
кПа
3.0
2.0
1.0
0.0
-1.0
t час:мин:с
Рис. 1 - Графики режимных параметров нагнетателя НЦ-12/56-1,44 на частоте вращения 6350 об/мин
477
Расход газа через нагнетатель регулировался вручную из помещения операторной
путем ступенчатого прикрытия аитипомпажного клапана (АПК) до появления признаков
неустойчивости режимов работы.
Неустойчивые режимы работы нагнетателя идентифицированы одновременно по
пяти параметрам: Р0 , Хпон, Хзон, , F0 при положениях АПК от 43 до 47 % в зависимости
от частоты вращения ротора.
Пример поведения режимных параметров нагнетателя в зоне неустойчивых режимов работы представлен на рис.1 в различных временных масштабах.
Характерным для данного нагнетателя при снижении расхода было появление коррелированных низкочастотных колебаний перепада давлений на конфузоре, осевого положения ротора и осевой силы магнитного подвеса. При этом колебания не носили равноамплитудного характера при одном и том же среднем значении расхода и имели характер
биений.
Приближение к зоне возникновения неустойчивого режима (вращающегося срыва)
характеризовалось значительным повышением значений размаха виброперемещений (более 250 мкм) концов вала в районе передней и задней опор ротора. Амплитуда колебаний
осевого положения ротора превосходила 0,25 мм, а осевой силы более 1000 кгс. Величина
размаха колебаний перепада давлений на конфузоре составила около 25...30 % от его среднего значения, что значительно ниже аналогичных значений для помпажа компрессоров с
масляными подшипниками.
Анализ трендов частоты вращения ротора и давления на выходе нагнетателя в области газодинамически нестационарных режимов работы нагнетателя показал, что амплитуды их колебаний были сопоставимы с шумовыми составляющими сигналов. Это также
отличает неустойчивые режимы испытуемого нагнетателя от помпажа ЦК с традиционными масляными подшипниками.
Рис. 2 - Газодинамическая характеристика НЦ-12/56-1,44 (ГПА-12М "Урал")
478
На рис.2 изображена газодинамическая характеристика, на которой нанесены точки
идентификации появления признаков газодинамической неустойчивости процесса компримирования для нагнетателя с магнитным подвесом ротора (символ "О") и с масляными
подшипниками (символ "+"). Положение этих точек показывает, что для данного нагнетателя магнитные подшипники, как демпферные опоры, расширяют диапазон устойчивой
работы в области малых расходов на 15.. .20 %.
Испытания нагнетателя НЦ-16/76-1,44 (ГПА-16 «Волга») проводились на компрессорной станции «Помарская».
Как и в случае испытаний нагнетателя НЦ-12/56-1,44,перед проведением тестирования была выведена из работы система антипомпажной защиты. Дополнительно отключались аварийные блокировки по параметрам вибропремещения и осевого положения ротора, а также блокировка по аварии СУМП. Снижение расхода производилось вручную
путем ступенчатого прикрытия байпасного АПК. Безопасность испытаний обеспечивалась
постоянным мониторингом специалистами режимных параметров из помещения цеховой
операторной, а также блок-боксов контроллера системы управления и СУMП.
Основные параметры, фиксируемые при проведении тестирования нагнетателя:
Рн - давление на входе в нагнетатель (начальное давление);
Рк - давление на выходе из нагнетателя (конечное давление);
Рк - перепад давлений на входном конфузоре;
Рл - перепад давлений на расходомерной диафрагме, установленной в линии нагнетания;
Vпp, Vcв - виброперемещения ротора в радиальном направлении со стороны приводного и свободного концов ротора;
 - осевое положение ротора;
Fос - осевое усилие, воспринимаемое магнитным подвесом.
Начало газодинамической нестационарности процесса компримирования характеризовалось повышением амплитуды колебаний осевого положения ротора по отношению к
шумовым составляющим колебаний, связанным с работой контура позиционирования ротора в осевом направлении системы управления магнитным подвесом. Понижение расхода
путем ступенчатого прикрытия АПК прекращалось сразу после повышения значения размаха колебаний ротора в радиальном направлении до значений, критичных для работоспособности СУМП (200 - 250 мкм). Значения величины размаха радиального виброперемещения ротора контролировались визуально по сигналам датчиков системы управления
магнитным подвесом непосредственно в блок-боксе СУМП.
На рис.3 представлены тренды режимных параметров нагнетателя в области начала
и развития процессов газодинамической нестационарности при частоте вращения ротора
4600 об/мин. При испытаниях на указанной частоте вращения достигнут наименьший расход газа по отношению к расчетной границе помпажа. На трендах видно, что наиболее характерным признаком, характеризующим неустойчивость режима компримирования, является повышение амплитуды колебаний осевого положения ротора. В зоне наименьших
расходов размах этих колебаний достигал 1,0 мм (при нормальных режимах работы величина размаха этих колебаний обычно не превышает 0,1 мм).
Анализ результатов испытаний на различных частотах вращения ротора показал,
что признаки газодинамической нестационарности процесса компримирования проявлялись только на рабочих точках характеристики компрессора, находящихся левее расчетной
границы помпажа, полученной расчетным путем и подтвержденной газодинамическими
испытаниями на модельном газе.
479
Рис. 3 - Графики режимных параметров нагнетателя НЦ-16/56-1,44
На газодинамической характеристике нагнетателя, представленной на рис.4 изображена расчетная линия границы помпажа и нанесены рабочие точки, критичные для работоспособности ГПА по предельным параметрам СУМП. Положение этих точек показывает, что при отношениях давлений менее 1,55 магнитные подшипники расширяют диапазон устойчивой работы нагнетателя.
Рис. 4 - Газодинамическая характеристика НЦ-16/76-1,44 (111А-16 "Волга"): - расчетная граница помпажа нагнетателя, подтвержденная испытаниями на модельном
газе;  - граница устойчивой работы нагнетателя по величине виброперемещения
ротора, предельной для СУМП
480
При отношениях давления более 1,58 система управления магнитным подвесом не
обеспечивает работоспособность ГПА даже правее границы газодинамической неустойчивости процесса компримирования, сужая тем самым рабочий диапазон, но надо учесть, что
отношение давлений при этом больше номинального значения для нагнетателя (1,44).
Приведенные примеры иллюстрируют как качественные отличительные особенности поведения ЦК с магнитными подшипниками в области газодинамически неустойчивых
режимов, так и дает критерии начала и развития вращающегося срыва. На графиках отсутствуют характерные для помпажа центробежных компрессоров с масляными подшипниками, коррелированные во времени колебания расхода и давления нагнетания.
Сравнение поведения параметров давления нагнетания и перепада давления на расходомерном устройстве в нестационарных режимах компримирования показывает, что ЦК
с магнитным подвесом ротора в зонах рабочих точек с расходом на 15-20 % меньше расчетных помпажных значений не свойственно явление помпажа как автоколебательного
процесса, сопровождающегося существенными колебаниями расхода и давления. Данное
обстоятельство серьезно осложняет проведение помпажного тестирования и настройки
системы антипомпажного регулирования в условиях эксплуатации, т.к. отсутствуют характерные признаки начала области газодинамической неустойчивости.
Анализ результатов, помпажных испытаний нагнетателей НЦ-16/76-1,44 и НЦ12/56-1,44 на различных скоростях вращения показал, что единственным критерием, достоверно характеризующим начало области газодинамической неустойчивости, является
увеличение размаха колебаний осевого положения ротора и связанных с ними колебаний
величины осевой силы (фактически тока управления) СУМП. Повышение размаха колебаний значений виброперемещения ротора в радиальном направлении само по себе не может
идентифицировать начало газодинамической неустойчивости процесса компримирования,
т.к. увеличение вибрации может быть вызвано динамическими процессами, связанными с
функционированием блока СУМП, особенно на больших отношениях давлений.
К основным отличиям проведения помпажного тестирования центробежных компрессоров с магнитным подвесом ротора следует отнести критерии, используемые при построении границы газодинамической устойчивости (понятие граница «помпажа» не всегда
применимо).
Помимо традиционных критериев начала газодинамической неустойчивости, заключающихся в фиксации опасных для компрессора колебаний расхода, давления нагнетания, тока электродвигателя или частоты вращения (в зависимости от тина привода), которые могут не проявиться должным образом при помпажных испытаниях ЦК с магнитным подвесом ротора, необходимо фиксировать тенденции поведения значений осевого
положения и виброперемещения ротора, а также другие режимные параметры, критичные
для работоспособности блока СУМП.
Прикрытие байпасного клапана или иной арматуры, используемой в ходе помпажного тестирования для понижения расхода, следует немедленно прекратить и принять меры для форсированного повышения расхода, если зафиксирован как любой из перечисленных выше традиционных признаков начала газодинамической нестационарноети, так и при
повышении размаха колебаний значений осевого положения ротора, а также при выходе
режимных параметров блока СУМП или компрессора за допустимые пределы. Полученная
рабочая точка на характеристике компрессора, соответствующая началу опасных режимов,
может быть как левее расчетной границы помпажа, так и правее (характерно для высоких
отношений давлений).
Совокупность точек на характеристике компрессора, полученная в ходе испытаний
481
для различных скоростей вращения или положений регулирующего органа, образует линию безопасной работы. Применение термина «линия безопасной работы», а не «граница
помпажа» обусловлено тем, что в зоне низких отношений давлений линия будет определяться в основном газодинамическими свойствами компрессора, а в зоне высоких отношений давлений - характеристиками блока СУМП. Настройка системы антипомпажного регулирования при этом ведется традиционным способом, путем построения линии регулирования, отстоящей от линии безопасной работы на 5 - 15% по расходу.
В целях упрощения процесса и повышения достоверности результатов испытаний
проведены исследования по адаптации алгоритмов распознавания помпажа, используемых
в сигнализаторах штатных систем автоматизации центробежных компрессоров, разрабатываемых ЗАО «НИИтурбокомпрессор им.В.Б.Шнеппа» для проведения помпажного тестирования компрессоров с магнитным подвесом.
Подобная методика проведения помпажных испытаний уже была использована для
тестирования ЦК французского производства, эксплуатирующегося на установке каталитического риформинга «ЖЕКСА» (ОАО «Ново-Уфимский нефтеперерабатывающий завод»). Данный способ определения границы помпажа был применен в связи с требованием
заказчика проведения тестирования без введения компрессора в режимы «жесткого» помпажа в целях гарантированного сохранения работоспособности компрессора во время испытаний.
Предлагаемая методика основывается на непрерывном вычислении и визуализации
в реальном масштабе времени специальных параметров, характеризующих наличие газодинамической нестационарности процесса компримирования. Подобная методика, описанная в [7] используется фирмой ССС (США), специализирующейся на антипомпажной
защите компрессоров. Однако используемый в [7] параметр (дифференцированное значение сигнала перепада давления на расходомерном устройстве) совершенно неэффективен
для тестирования компрессоров с магнитными подшипниками.
Параметры распознавания начала газодинамической неустойчивости, предлагаемые
в данной работе, основаны на статистической обработке сигналов датчиков специально
выбранных режимных параметров. В рассматриваемом случае наиболее информативными
являются сигналы датчика перепада давления на расходомерном устройстве (конфузоре.
диафрагме и т.п.) и датчика осевого положения ротора.
В качестве основного параметра, характеризующего газодинамическую нестационарность процесса компримирования. предлагается использовать значение ковариации
сигналов датчиков перепада давления на конфузоре и осевого положения ротора, отнесенное к произведению средних значений этих сигналов. Достоверность использования данного параметра для распознавания начала вращающегося срыва обеспечивается тем, что
учитываются только коррелированные во времени колебания сигналов датчиков.
Параметр может быть вычислен по формуле
covP, 
cov пр 
(1)
P  
где ковариация (cov) и средние значения сигналов перепада давления и осевого положения
( P и  соответственно) вычисляются по формулам
1 N
covP,   
(2)
 (Pi  P )  ( i   )
N  1 i 1
482
1 N
(3)
 Pi
N  1 i1
1 N
(4)

i
N  1 i1
В формулах (2) – (4) индекс “i” означает номер отсчета сигнала, а N – общее число
отсчетов в выборке сигналов, определяющее временную апертуру усреднения.
При проведении испытаний серии однотипных нагнетателей процесс распознавания
начала неустойчивых режимов компримирования может быть автоматизирован.
Также в ряде случаев положительные результаты при испытаниях может дать контроль параметра, представляющего собой отношение дисперсии сигнала перепада давления на расходомерном устройстве к квадрату его среднего значения.
Дисперсионный параметр для идентификации газодинамической нестационарности
может быть вычислен по следующим формулам
P 
2

 пр
 2P 
σ 2P
(  P )2
(5)
1 N
( Pi  P )2

N  1 i 1
(6)
2
- вычисляемый дисперсионный параметр, а σ 2P - дисперсия сигнала перепада давгде  пр
ления на расходомерном устройстве, а P - его среднее значение, которое может быть
вычислено по формуле (3).
Предложенная методика может быть реализована без дополнительного оборудования, если штатная система автоматизации компрессора выполнена на микропроцессорных
контроллерах серии ControlLogix фирмы “Allen-Bradley” (США).
В других случаях для проведения испытаний необходимы разработка и внедрение в
процесс испытаний специального переносного комплекса оборудования, позволяющего
как вычислять и визуализировать в реальном масштабе времени параметры распознавания
газодинамической нестационарности ЦК с магнитным подвесом ротора, так и подключать
это оборудования, не нарушая работоспособности штатной системы автоматизации.
Литература
1. Максимов, В.А. Компрессорное и холодильное машиностроение на современном этапе /
В.А. Максимов, А.А. Мифтахов, И.Г. Хисамеев // Вестник Казан. технол. ун-та. – 1998. - №1.С.104 – 113.
2. Губанок, И.И. Современные и перспективные опоры и уплотнения газовых компрессоров / И.И.
Губанок, И.В. Барцев, В.И. Музалевский // Труды 9-го международного симпозиума «Потребители – производители компрессоров и компрессорного оборудования». – СПб.: СПбГТУ, 2003.
3. Лендеринк, Г.М. Турбомашины на основе современных технологий: Турбокомпрессор мощностью 23 МВт при частоте вращения от 600 до 6300 об/мин с магнитными подшипниками и приводом от электродвигателя / Г.М. Лендерик [и др.]. // Труды 9-го международного симпозиума
«Потребители – производители компрессоров и компрессорного оборудования». – СПб.:
СПбГТУ, 2003.
4. Клейнханс, Дж. Применение активных магнитных подшипников в герметичном турбокомпрессоре / Дж. Клейнханс, А. Цветков // Труды 9-го международного симпозиума «Потребители –
производители компрессоров и компрессорного оборудования». – СПб.: СПбГТУ, 2003.
5. Шайхутдинов, А.З. Создание нагнетателя НЦ-16 М «Урал» с электромагнитным подвесом и сухими
уплотнениями / А.З. Шайхутдинов [и др.]. // Компрессорная техника и пневматика.- 2003. - №6.
483
6. Селезнев, К.П. Исследование нестационарных явлений в центробежной компрессорной ступени /
К.П. Селезнев, Ю.В. Патрин // Компрессорное и холодильное машиностроение.- М.: ЦИНТИхимнефтемаш, – 1966. Вып.4.
7. Compressor Controls Corporation. Система управления и противопомпажного регулирования газоперекачивающих агрегатов и компрессорных станций. Методика проведения помпажных испытаний нагнетателя // ССС.- 1999.
8. Гузельбаев, Я.З. Специальный комплекс для исследования помпажа // Проектирование и исследование компрессорных машин: Сб. научных трудов / Я.З. Гузельбаев, А.Л. Хавкин; под. ред. дра техн. наук В.Б. Шнеппа. Вып.3. – Казань: АО НИИтурбокомпрессор, 1997.- С.48 – 49.
9. Хисамеев, И.Г. Диагностика вращающегося срыва, предшествующего помпажу в центробежных компрессорах / И.Г. Хисамеев, Я.З. Гузельбаев, А.Л. Хавкин // Труды I- конф. «Производители и потребители компрессорной техники». – Казань: ЗАО «НИИтурбокомпрессор»,
2010. – С.183-190.
______________________________
© Я. З. Гузельбаев, В. А. Максимов - д-р техн. наук, проф., зав. каф. компрессорных машин и
установок КГТУ, cmu@inbox.ru; А. Л. Хавкин - ЗАО “НИИтурбокомпрессор им. В.Б. Шнеппа”.
484
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа