Оглавление ВВЕДЕНИЕ ............................................................................................................................................................. 2 1. ОБЩАЯ ИНФОРМАЦИЯ О ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВКАХ ................................................... 3 1.1 Определения и классификация. ............................................................................................................... 3 1.2 Новинки для транспортировки «голубого топлива»............................................................................ 3 1.3 Детализация исследуемых агрегатов....................................................................................................... 6 1.3.1 Поршневой газомоторный компрессор ................................................................................................ 6 1.3.2 ГПА с центробежным нагнетателем ..................................................................................................... 7 1.4 Общие сведения о ГПА. ............................................................................................................................ 12 1.4.1 Технические характеристики ГПА ..................................................................................................... 12 1.4.2 Назначение ГПА-16М-08 «Урал». ...................................................................................................... 12 1.4.3 Работа ГПА-16М-08 (09) «Урал». ....................................................................................................... 15 2. ПРОБЛЕМАТИКА СИСТЕМЫ МАСЛОСНАБЖЕНИЯ НАГНЕТАТЕЛЯ НА ПРИМЕРЕ ГПА-16 «УРАЛ» .................................................................................................................................................................. 16 2.1 Устройство масляной системы. .............................................................................................................. 16 2.1.1 Бак нагнетателя ..................................................................................................................................... 16 2.1.2 Аккумулятор масла .............................................................................................................................. 17 2.1.3 Шариковый клапан ............................................................................................................................... 18 2.1.4 Редукционные клапаны. ....................................................................................................................... 20 2.1.5 Клапан предохранительный ................................................................................................................ 21 2.1.6 Маслоотводчик ..................................................................................................................................... 22 2.1.7 Дегазатор масла .................................................................................................................................... 23 2.1.8 Регулятор перепада давления .............................................................................................................. 24 2.1.9 Блок маслонасосов................................................................................................................................ 26 2.2 Работа масляной системы. ....................................................................................................................... 30 2. АНАЛИЗ ЭКСПЛУАТАЦИОННОЙ НАДЕЖНОСТИ НАГНЕТАТЕЛЯ НЦ-16 ............................ 33 3.1 Качественный анализ надежности ............................................................................................................. 34 3.2 Количественный анализ надежности......................................................................................................... 36 3.3 Исследование причин повышенного износа деталей масляного уплотнения нагнетателя НЦ-16 ...... 41 3.4 Анализ внешнего состояния ....................................................................................................................... 41 3.5 Анализ условий эксплуатации ................................................................................................................... 41 3.6 Выбор расчетной схемы и поверочный расчет ......................................................................................... 42 3.7 Разработка мероприятия по повышению надежности ............................................................................. 47 3.8 Качественный анализ ремонтной технологичности ................................................................................. 47 3.9 Количественный анализ ремонтной технологичности конструкции нагнетателя НЦ-16 .................... 50 ЗАКЛЮЧЕНИЕ ................................................................................................................................................... 54 СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ ...................................................................................... 55 ВВЕДЕНИЕ Ежегодно показатели добычи газа в России увеличиваются. По ожиданиям МЭА введение в эксплуатацию нового оборудования позволит в ближайшие 10 лет повысить результат минимум на 4 %. На территории Евразии Россия является безоговорочным лидером и главным поставщиком природного газа, как внутри страны, так и на экспорт. Совершенствование технологий по транспортировке углеводородного топлива позволит снизить потери и ресурс оборудования, тем самым снизит себестоимость добываемой единицы газа. Ввиду обширности территорий Российского государства, на практике было установлено, что самым выгодным и удобным способом транспортировки газа является трубопровод. Протяжённость магистральных трубопроводов в Нашей стране составляет более 250 тыс. км. Чтоб поддерживать необходимое давление и бесперебойную в системе газоснабжения населения, компании-поставщики уделяют большое внимание в изучении и разработке повышения надежности газотурбинных установок. Система обеспечивает маслоснабжения надёжность и движущихся увеличивает агрегатов ресурс и деталей, подшипников что позволяет эксплуатировать газотурбинные установки на протяжении долгого времени без остановок на ремонт. 2 1. ОБЩАЯ ИНФОРМАЦИЯ О ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВКАХ 1.1 Определения и классификация. Газоперекачивающий агрегат (ГПА) — предназначен для компримирования природного газа на компрессорных станциях. В состав ГПА входят нагнетатель природного газа, привод нагнетателя, всасывающее и выхлопное устройство (в случае газотурбинного привода), система автоматики, маслосистема, топливовоздушные и масляные коммуникации, а также вспомогательное оборудование. ГПА различают: по типу нагнетателей: поршневые газомоторные компрессоры (газомотокомпрессоры), ГПА с центробежными нагнетателями; по типу привода: с газовым двигателем внутреннего сгорания (газомоторные двигатели), с газотурбинным приводом: агрегаты со стационарной газотурбинной установкой, с приводами от газотурбинных двигателей авиационного и судового типов; с электроприводом. 1.2 Новинки для транспортировки «голубого топлива». Сегодня Госкорпорации Объединенная Ростех двигателестроительная поставляет газоперекачивающее корпорация (ОДК) оборудование для большинства крупнейших газопроводов России: «Северный поток – 1», «Северный поток – 2», «Турецкий поток», «Сила Сибири». При этом всего пятнадцать лет назад производство началось с нескольких типов агрегатов, среди которых были ГПА мощностью 4 и 6,3 МВт. В 2011 году в серийное производство был запущен газоперекачивающий агрегат ГПА-Ц-25 мощностью 25 МВт. Спустя год первые восемь агрегатов данной 3 модели были поставлены на компрессорные станции газопровода «Северный поток». Еще через год – шесть ГПА переданы для «Турецкого потока». Рисунок 1 – Газоперекачивающие агрегаты ГПА-16 МВт разработки и производства ОДК. В 2014 году ОДК начала производство первого унифицированного газоперекачивающего агрегата – ГПА-16У. Задача была не из легких – были проанализированы все отечественные газоперекачивающие агрегаты данного класса, и в результате удалось прийти к унификации. Такое решение позволяет сократить срок ввода компрессных станций от начала проектирования до сдачи почти на год. Как отмечают эксперты, это важно на фоне роста отрасли и необходимости быстрого ввода новых объектов в строй. Опыт, полученный при создании ГПА-16У, помогает в разработке нового унифицированного газоперекачивающего агрегата блочно-модульного исполнения УГПА-16(25). Уникальность новинки заключается в том, что в составе агрегата можно применять различные типы газотурбинных двигателей производства предприятий корпорации – серии «ПС», «АЛ» и «НК», мощностью как 16 МВт, так и 25 МВт. 4 Газоперекачивающий агрегат ГПА-25 – одна из новейших разработок в модельном ряду ОДК. В его создании задействована кооперация компаний «ОДКГазовые турбины», «ОДК-Пермские моторы» и «ОДК-Авиадвигатель». Как во всех современных газоперекачивающих агрегатах, уровень автоматизации ГПА-25 позволяет работать ему без постоянного присутствия персонала. Что касается конструкционного устройства, то основными элементами можно назвать нагнетатель природного газа (компрессор) и его привод, всасывающее и выхлопное устройства, маслосистему, топливовоздушные коммуникации. Для транспортировки газа по магистральным газопроводам применяют ГПА с газотурбинными авиационными и судовыми, а также электрическими двигателями. Наиболее распространенным приводом является газотурбинный. В агрегатах ГПА25 применяются газотурбинные двигатели ПС-90ГП-25 производства АО «ОДК – Пермские моторы», разработанный АО «ОДК-Авиадвигатель». Рисунок 2 – Газотурбинный модуль и нагнетатель ГПА-25. Рабочий процесс ГПА-25, как любого современного газотурбинного агрегата, кратко можно описать следующим образом. Перекачиваемый газ по газопроводу поступает в центробежный нагнетатель, где происходит компримирование, затем подача его в магистральный газопровод. В качестве привода нагнетателя 5 используется газотурбинный двигатель, в случае с ГПА-25 – это двигатель модели ПС-90ГП-25. Так от компрессорной станции по желтым трубам со скоростью примерно 10 метров в секунду течет полностью подготовленный для потребителей газ – очищенный, сжатый и охлажденный. 1.3 Детализация исследуемых агрегатов. 1.3.1 Поршневой газомоторный компрессор ГПА, состоит из двухтактного или четырех – тактного газомоторного двигателя (или электродвигателя) и непосредственно соединенного с ним горизонтального поршневого компрессора. Подразделяются на агрегаты низкого, среднего и высокого давлений: низкого давления (0,3-2 МПа) - используются: главным образом, на головных КС при транспортировке газа с истощённых месторождений и попутного нефтяного газа (ПНГ) с промыслов, на КС для подачи низконапорных искусственных горючих газов. среднего давления (2-5 МПа) - работают в основном на промежуточных КС для увеличения пропускной мощности газопроводов. высокого давления (9,8-12 МПа) - устанавливают на КС для закачки газа в ПХГ. Газомотокомпрессоры высокоэффективны в условиях переменных мощностей и степеней сжатия свыше 1,3. Основные достоинства этих ГПА: надёжность в эксплуатации; длительный срок службы; способность работать в широком диапазоне давлений; возможность регулирования производительности за счёт изменения оборотов агрегатов и объёма т.н. вредного пространства в компрессорных цилиндрах, возможность создания больших давлений в них. КПД современных газомотокомпрессоров до 40%. 6 В CCCP были наиболее распространены агрегаты мощностью 221-5510 кВт, за рубежом - 368 и 8100 кВт. 1.3.2 ГПА с центробежным нагнетателем Назначение и принцип действия. Нагнетатель предназначен для сжатия (компремирования) природного газа, транспортируемого по магистральному газопроводу при температуре газа до –15℃, и воздуха –50℃. При вращении рабочего колеса на входе его создаётся разряжение. Поступающий в межлопаточное пространство газ под действием центробежных сил движется плавно изогнутых каналов рабочего колеса. На выходе из рабочего колеса по направлению движения газа расположен кольцевой диффузор, который преобразует кинетическую энергию движущего газа после Р.К., в потенциальную и уменьшает закрутку потока в направлении вращения. Основные элементы проточной части нагнетателя. 1. Всасывающая камера – служит для плавной и равномерной подачи газа в осевом направлении на вход Р.К. В ней происходит повышение скорости и понижение давления газа (канал имеет конфузорное сечение). 2. Рабочее колесо – является основным элементом проточной части, в котором механическая энергия привода передаётся потоку газа. За счёт этого в Р.К. происходит увеличение скорости и давления газа. Межлопаточный канал – диффузорный. 3. Лопаточный диффузор – закреплен в пакете на выходе Р.К. Служит для увеличения давления за счёт торможения потока. Лопаточному диффузору предшествует укороченный безлопаточный, который служит для выравнивания скоростей газа после Р.К. 4. Обратный направляющий аппарат – расположен в пакете между первой и второй ступенью. Служит для поворота газа и его плавной подачи в осевом направлении к второму Р.К. Параметры газа существенно не меняются. 5. Сборная нагнетательная камера (улитка) – служит для сбора газа и его плавного отвода в нагнетательный патрубок, а также для окончательного повышения давления за счёт снижения скорости потока. 7 Такие ГПА широко применялись в CCCP и за рубежом на магистральных газопроводах в качестве основных агрегатов, а также для работы в качестве первой ступени сжатия на ПХГ. Причинами, обусловившими преимущественный спрос на газотурбинные двигатели, являются: 1. Фактическое наличие широкого ассортимента ГТУ авиационного типа и заводов-изготовителей двигателей. 2. Возможность использования ГТУ авиационного типа, выработавших лётный ресурс в 3000 часов, для нужд народного хозяйства с продлением ресурса до 100 тыс. часов. 3. Возможность регулирования степени сжатия и производительности газотурбинного двигателя путём изменения числа оборотов, в отличие от электродвигателя, что даёт дополнительные возможности управления гидравлическим режимом газопровода Различают центробежные нагнетатели одноступенчатые (неполнонапорные) со степенью сжатия 1,23-1,25 и двухступенчатые (полнонапорные) 1,45-1,7. Центробежные нагнетатели характеризуются значительно большей, чем у поршневых компрессоров, производительностью (12-40 млн. м3/сутки). В них отсутствуют внутренние трущиеся части, требующие смазки (за исключением подшипников), создаётся равномерный (без пульсации) поток газа. Для их установки (в связи с малым весом и габаритами, а также уравновешенностью вращающихся частей) требуются меньшие помещения и сооружаются облегчённые фундаменты. При применении ГПА с центробежными нагнетателями вследствие их большой производительности упрощается технологическая схема компрессорных станций, уменьшается количество запорной арматуры и др. Недостаток неполнонапорных центробежных нагнетателей - необходимость включения в работу двух последовательно соединённых агрегатов для достижения степени сжатия газа 1,45-1,5. Это приводит к увеличенному расходу топливного газа в газотурбинной установке. КПД агрегатов с центробежными нагнетателями до 29%, 8 с регенератором тепла до 35%. Приводом ГПА служит газотурбинная установка или электродвигатель. В CCCP изготовливались ГПА с газотурбинным приводом мощностью 6, 10, 16 и 25 тысяч кВт. Газотурбинные установки авиационного и судового типов отличаются (от стационарных) небольшими габаритами и массой, что позволяет осуществлять их окончательную сборку на заводах-изготовителях и поставлять на компрессорные станции в готовом виде. ГПА с приводом от установок авиационного типа выполняются в блочно-контейнерном варианте. Поставляются на компрессорные станции со встроенными в них системами пожаротушения и взрывобезопасности. В качестве электропривода в ГПА используют асинхронные двигатели мощностью 4500 кВт и синхронные от 4000 до 12500 кВт. Наибольшая эффективность применения ГПА с электроприводом достигается при расположении компрессорных станций не далее 300 км от линии электропередач. Для ГПА всех типов созданы системы автоматики, обеспечивающие: пуск и работу агрегата в автоматическом режиме, защиту при возникновении аварийных режимов, сигнализацию о неисправностях и действии защит, контроль объемной производительности нагнетателя, автоматическое поддержание заданной температуры и давления масла при аварийной остановке агрегата и др. Каждый тип компрессоров имеет индивидуальные особенности как конструктивного, так и функционального характера. Именно поэтому, когда вы выбираете компрессор для ГПА или дожимной компрессорной установки, важно в полной мере учитывать условия его работы и требования, предъявляемые к его техническим характеристикам. Наибольшее значение имеют следующие параметры: объем перекачиваемого газа; давление и температура газа на входе/выходе; химический состав и влажность перекачиваемого газа; 9 характеристики места инсталляции ГПА (максимальная и минимальная температура воздуха, высота над уровнем моря); тип используемого привода; предполагаемая годовая наработка в часах; класс исполнения (взрывозащищенный, сейсмостойкий и др.); допустимое содержание масла в газе на выходе; тип автоматики (электрическая или пневматическая); относительно близкое расположение от завода-производителя и обслуживающих подрядчиков. КПД ГПА зависит также от времени наработки агрегата. Неисправности и отклонения от номинальных режимов, влияющие на энергетическую эффективность функционирования ГПА, отражаются на выходных показателях: располагаемой мощности и к.п.д., коэффициентах технического состояния и пр. Анализ работ, посвященных исследованию технического состояния ГПА, позволяет утверждать, что располагаемая мощность ГТУ в межремонтный период снижается на 10…20%, а эффективный КПД на 5…10%. Технические сложности в непосредственном измерении мощности приводят к необходимости определения ее косвенным путем, используя измеряемые параметры, такие, как давление, температура, расход рабочего тела, связанные между собой известными соотношениями термодинамики. В большинстве случаев информации о фактических параметрах эксплуатации ГПА не имеется. Определенные виды компрессоров лучше использовать в следующих условиях: Компрессор поршневой – высокие степени повышения давления и высокие абсолютные давления, переменные режимы, сравнительно небольшие потоки и мощности (до 6 МВт). Компрессор винтовой – высокие степени повышения давления при небольших абсолютных давлениях и небольших перепадах давления, переменные режимы, сравнительно небольшие потоки и мощности (до 2000 кВт). 10 Компрессор центробежный – большие потоки и мощности, предпочтительно небольшие степени повышения давления и невысокие абсолютные давления, постоянные режимы. ГПА-16М-08 (09) «Урал» Газоперекачивающий агрегат ГПА-16М-08 (09) «Урал» предназначен для сжатия природного газа, транспортируемого по магистральному газопроводу. В ООО «Газпром трансгаз Ухта» данный тип ГПА эксплуатируется в Воркутинском, Вуктыльском, Синдорском, Урдомском и Шекснинском ЛПУМГ. Рисунок 3 – ГПА серии «Урал» в блочно-контейнерном исполнении. ГПА-16 «Урал» производства ООО НПО «Искра» г. Пермь. ГПА состоит из блоков и узлов максимальной заводской готовности, монтаж которых производится на месте эксплуатации. Элементы систем жизнеобеспечения ГПА установлены в блоках Агрегат может быть выполнен: — в индивидуальном легкосборном панельном укрытии ангарного типа; 11 — в блочно-контейнерной компоновке; — в общецеховом исполнении. ГПА может эксплуатироваться при следующих условиях окружающей среды: — при температуре окружающей среды от минус 58°С до плюс 2°С в климатических районах УХЛ (ХЛ) по ГОСТ 15150—69; — относительная влажность 100% при температуре плюс 25°С; — нормативное значение веса снегового покрова на 1 м2 горизонтальной поверхности земли по СНиП 2.01.07—85; — нормативный скоростной напор ветра по ГОСТ Р 51273—99. 1.4 Общие сведения о ГПА. 1.4.1 Технические характеристики ГПА Наименование параметра Номинальная мощность на валу СТ ГТУ в станционных условиях при стандартных Значение параметра 16,0 атмосферных условиях, МВт Максимальная мощность на валу СТ ГТУ в станционных условиях, при температуре 19,2 окружающего воздуха минус 5 °С и ниже, МВт Номинальная частота вращения выходного вала СТ ГТУ, об/мин 5300 Диапазон изменения частоты вращения выходного вала СТ, % от номинальной 70 — 105 Направление вращения вала компрессора при направлении взгляда наблюдателя со по часовой стрелке стороны ГТУ Эффективный коэффициент полезного действия ГТУ при работе по п. 1, % 36,3 Давление газа конечное номинальное (абс), МПа: 9,99 Отношение давления при расчетных свойствах природного газа (степень сжатия) КС 1,44 «Байдарацкая» Номинальная производительность, приведенная к температуре +20 °С и давлению 0,1013 32,6 МПа (760 мм рт. ст.), млн м /сут. 3 Номинальный политропный КПД компрессора, не менее 0,85 Время запуска ГПА без учета предпусковой подготовки, мин, не более 20,0 1.4.2 Назначение ГПА-16М-08 «Урал». Газоперекачивающий агрегат ГПА-16М-08 «Урал» (рисунок 4) представляет собой технологическую установку ангарного исполнения, предназначенную для сжатия газа и транспортирования природного газа. 12 ГПА состоит из блоков и узлов максимальной заводской готовности, монтаж которых производится на месте эксплуатации. Элементы систем жизнеобеспечения ГПА установлены в блоках. Основным элементом ГПА является центробежный компрессор с газотурбинным приводом. В качестве привода используется НЦ-16. Система охлаждения ГТД осуществляет продувку пространства под кожухом ГТД для удаления излишнего тепла от двигателя ГТД и создания под кожухом ГТД избыточного давления. В ангаре и БУ организованы рабочие пространства для работы обслуживающего персонала при проведении профилактических и регламентных работ с агрегатами и аппаратурой. Автоматическое управление, регулирование и контроль ГПА при пуске, работе и останове производит САУ ГПА. Задание режимов работы и контроль состояния ГПА осуществляет оператор с пульта контроля и управления, расположенного в операторном помещении КС. Технические средства САУ ГПА размещены в БУ. Система воздухозаборная 3 производит очистку, шумоглушение и формирование воздушного потока на входе в ГТД. Дополнительную очистку ТГ (рисунок 4) от твердых частиц производят фильтры системы газовой 20, размещенные внутри ангара. В ангаре размещены турбоблок 9 с системой маслообеспечения ГТД 13; системы охлаждения ГТД 14 и трансмиссии 16; система пожаротушения 21 и трубопроводы системы очистки ГВТ двигателя 10. 13 Рисунок 4 — Общий вид ГПА. Система маслообеспечения ГТД 13; система охлаждения ГТД 14 и трансмиссии 16; система пожаротушения 21 и трубопроводы системы очистки ГВТ двигателя 10. Для обеспечения нормального микроклимата в ангаре ГПА предусмотрены система приточной вентиляции 1, система вытяжной вентиляции.6 и система аварийной вентиляции 7. Для обнаружения, сигнализации, оповещения и тушения пожаров ГПА оборудован СП 21, которая частично размещена в отсеке пожаротушения ангара. Для измерения давления, перепада давлений и температуры в трубопроводах подвода транспортируемого газа к компрессору и отвода транспортируемого газа от компрессора на ГПА установлена система контроля газовой магистрали 19. 14 Значения параметров, измеренные датчиками системы, применяются в САУ ГПА для расчета противопомпажного регулирования и защиты компрессора. Для обеспечения герметизации внутренних полостей компрессора на валу установлены СГУ. Для обеспечения работы СГУ предусмотрена трубопроводная обвязка системы СГУ 18 и система обеспечения барьерным воздухом компрессора 17. Для выброса в атмосферу отработавших газов от СТ ГТУ предназначена система выхлопа ГПА 5. 1.4.3 Работа ГПА-16М-08 (09) «Урал». Запуск агрегата производится электростартером, который раскручивает ОК двигателя ГТУ. При вращении ОК двигателя происходит забор атмосферного воздуха, его очистка в системе воздухозаборной, затем воздух поступает в двигатель, сжимается в ОК и подается в камеру сгорания двигателя. При достижении параметров пуска двигателя ГТУ в камеру сгорания подается ТГ, и происходит воспламенение газовоздушной смеси от запального устройства. Продукты сгорания, имеющие высокую температуру и давление при выходе из камеры сгорания и обладающие большой потенциальной энергией, поступают на лопатки турбины газогенератора и затем на лопатки СТ ГТУ, где потенциальная энергия преобразуется в механическую работу на валу СТ, передаваемую через трансмиссию на вал компрессора ГПА. Природный газ из технологического трубопровода КС поступает в компрессор ГПА. Рабочий процесс сжатия транспортируемого газа протекает в проточной части компрессора, где осуществляется передача механической энергии привода газу, при этом происходит увеличение энергии давления газа. После этого газ вновь поступает в технологическую газовую обвязку КС. Отработавшие газы от СТ ГТУ через систему выхлопа ГПА выбрасываются в атмосферу. 15 2. ПРОБЛЕМАТИКА СИСТЕМЫ МАСЛОСНАБЖЕНИЯ НАГНЕТАТЕЛЯ НА ПРИМЕРЕ ГПА-16 «УРАЛ» 2.1 Устройство масляной системы. Масляная система нагнетателя обеспечивает подачу масла для смазки и охлаждения двух опорных и упорного подшипников ротора нагнетателя, смазку зацеплений торсионного вала и уплотнение газовой полости нагнетателя с целью предотвращения прорыва сжатого природного газа в контейнер турбоагрегата. 2.1.1 Бак нагнетателя Бак предназначен для содержания объема масла, необходимого для нормальной работы систем смазки и уплотнений нагнетателя. За счет этого объема осуществляется заполнение маслом агрегатов систем нагнетателя, их нормальная работа, а также возмещение безвозвратных потерь масла в системах. В баке производится предварительный прогрев масла с помощью трубчатых электронагревателей до 288...3030К (15...300С) и очистка его от механических примесей. Бак нагнетателя представляет собой сварную конструкцию прямоугольной формы, выполненную из листовой стали, емкостью 4,3 м3 (рабочая емкость 3,5 м3). Он установлен на раме блока турбоагрегата в отсеке нагнетателя. Внутренний объем бака разделен перегородками 1,2,3 на отсеки Б1, В1, Г1, Д1, сообщающиеся между собой. Отработанное масло сливается в отсек Б1, проходит через сетки и пакеты наклонных перегородок 5, где происходит пеногашение, и через отсеки В1 и Г1 поступает в отсек Д1. В отсеке Д1 расположены заборные клапаны 6, 7 пусковых насосов смазки и уплотнений нагнетателя. В отсеке Г1 находится заборный фильтр 8 главного насоса смазки нагнетателя. Заполнение (пополнение) и слив масла осуществляется через штуцер Ж1 и И1. При переполнении бака слив масла из него производится через штуцер Е1. Для подогрева масла на крышке бака установлены два электроподогревателя 10 суммарной мощностью 20 кВт. Днище 11 выполнено наклонным с понижением в 16 сторону сливного штуцера И1. Внутренние полости бака с целью удобства обслуживания имеют лючки, которые закрываются крышками 12,13,14. Для контроля уровня масла в баке на крышке 9 размещен поплавковый сигнализатор уровня 15, работающий в автоматическом режиме и позволяющий одновременно осуществлять визуальный контроль. 2.1.2 Аккумулятор масла Аккумулятор масла (рисунок 6) служит для подачи масла в уплотнения нагнетателя при аварийном останове агрегата. Аккумулятор представляет собой сварную конструкцию, состоящую из цилиндрического корпуса 1 и двух сферических днищ 2 и 4. Снизу к корпусу 1 приварены две опоры 5, с помощью которых аккумулятор устанавливается на корпусе нагнетателя. К переднему днищу приварен фланец, в котором установлен входной штуцер А. Сверху на аккумуляторе расположены штуцер Б с обратным клапаном 6 для входа и выхода газа (воздуха), а также штуцер В для сообщения внутренней полости с указателем уровня 7. В нижней части аккумулятора имеются штуцер Д для соединения с трубопроводом подачи масла в уплотнения нагнетателя и штуцер Г для соединения с трубопроводом слива масла и с указателем уровня. Рисунок 6 – Аккумулятор масла. Обратный клапан 6 предназначен для выпуска воздуха при заполнении аккумуляторов маслом и для сообщения с газовой полостью нагнетателя при аварийном маслоснабжении уплотнений. Емкость аккумулятора 0,54 м3 (рабочая емкость - 0,50 м3). 17 2.1.3 Шариковый клапан Шариковый клапан (обратный) предназначен для заполнения газом аккумулятора при аварийном останове агрегата с целью обеспечения работы систем смазки и уплотнений нагнетателя. Он препятствует образованию газовой подушки в аккумуляторе при заполнении его маслом от пускового насоса смазки, Клапан состоит (рисунок 6) из стального корпуса 1, в котором установлены шарик-клапан 3 и втулка 4. Втулка имеет осевое и продольное отверстия. Её положение в корпусе 1 может фиксироваться с помощью винта 2. Для нормальной работы клапана нужно обеспечить необходимый зазор А между конической поверхностью седла корпуса 1 и шариком 3. Рисунок 6 – шариковый клапан. Клапан работает следующим образом: при заполнении гидроаккумулятора маслом вытесняемый газ будет выходить через клапан. Движение потока газа приводит к возникновению сил давления, действующих на шарик. Канал, образованный конической поверхностью корпуса клапана и сферической поверхностью шарика, представляет собой сужающуюся щель, в которой скорость потока значительно возрастает, а давление снижается. На шарик со стороны конической поверхности втулки 4, благодаря осевому отверстию, действует давление потока, скорость которого равна нулю. В результате разниц давлений, действующих на шарик, появляется результирующая сила, направленная вверх. Пока через клапан движется газ, результирующая сила 18 оказывается меньше силы шарика и клапан остается открытым. Как только аккумулятор оказывается заполненным и через клапан начинает двигаться масло, имеющее гораздо большую плотность, перепад давления на клапане резко увеличивается. Величина результирующей силы, действующей на шарик, становится больше силы тяжести шарика. Клапан закрывается. Под действующим перепадом давления масла и газа клапан остается в закрытом положении. Открытие клапана произойдет, как только давление газа за аккумулятором и масла в аккумуляторе начнет выравниваться. Шарик 3 под действием силы тяжести опустится на коническую поверхность втулки 4, открывая доступ газа во внутреннюю полость аккумулятора. Рисунок 7 – фильтры высокого и низкого давлений Фильтры высокого и низкого давлений (рисунок 7) по конструкции и принципу действия аналогичны и состоят из корпуса 1, крышки 2, фильтропакета 3, распорного 4 и уплотнительных 5, 6 колец. Фильтры отличаются только фильтроэлементами. В фильтрах низкого давления обеспечивается чистота фильтрации 40 мкм, а высокого давления-20 мкм. Фильтропакет 3 состоит из 45 фильтроэлементов 7, собранных на стержнях 8,9 и стянутых гайками 10, Фильтроэлементы состоят из фильтрующих и опорных сеток, завальцованных по наружному и внутреннему диаметру в обечайку так, что они имеют форму конусных дисков. С целью фиксации фильтропакета 3 в корпусе 19 1, между ним и крышкой 2 установлено распорное кольцо 4. Герметичность между фильтропакетом и корпусом, а также между корпусом и крышкой достигается постановкой уплотнительных колец 6 и 5. Отработавшее масло поступает через входной штуцер Б в корпус 1, проходит Фильтроэлементы 7 и по внутренней полости стержня 9 попадает в верхнюю часть фильтра, откуда через выходной штуцер В подается в гидросистему. Трубная обвязка фильтров предусматривает установку средств контроля за степенью загрязненности фильтроэлементов, а также запорной арматуры, обеспечивающей возможность быстрого отключения фильтров от гидросистемы с целью замены фильтроэлементов. Извлечение фильтропакета из корпуса производится вручную, для чего на его опорном фланце предусмотрена ручка 13. Пробки 11 и 12 предназначены дня слива осадка и сообщения с атмосферой при снятии крышки 2 и заполнении фильтра маслом. 2.1.4 Редукционные клапаны. Редукционные клапаны КР1, КР2, КРЗ системы смазки нагнетателя настраиваются на следующие предельные значения давлений: Клапан КР1 - 0,16...0,20 МПа (обеспечивает ограничение давления в коллекторе смазки), Клапан КР2 - 0,30...0,40 МПа (предохраняет систему смазки от перегрузки при одновременном включении пускового и главного насосов смазки) Клапан КРЗ - 0,60 МПа ограничивает предельное значение давления пускового и главного насосов смазки. Конструктивно эти клапаны выполнены одинаково (рис.8.4.). Клапан состоит из литого чугунного корпуса 2, в верхней части которого установлен винт регулировочный 1. Герметизация регулировочного винта 1 и корпуса осуществляется с помощью уплотнительного кольца 8 и нажимного фланца 9, который крепится к корпусу двумя шпильками. Внутри корпуса 2 смонтированы клапан 6 и редукционная пружина 3. Усилие прижатия клапана 6 к седлу регулируется путем ввинчивания или 20 вывинчивания винта 1. Для свободного продольного перемещения капана 6 в нем выполнено диаметральное сверление, сообщающее внутреннюю полость клапана со сливом. Клапан регулировочным винтом настраивается так, что при превышении давления в системе смазки предельных значений, силы давления, действующие на клапан 6, становятся больше усилия редукционной пружины. Под действием разницы сил клапан открывается и перепускает часть масла на слив, поддерживая тем самым в системе смазки необходимое давление. Если усилие упругой пружины больше сил давления, то клапан возвращается в исходное положение, а слив масла прекращается. Клапан может работать как вентиль при принудительном отжатии клапана 6 шпинделем 4, что достигается вращением маховика 5. 2.1.5 Клапан предохранительный Клапан предохранительный (рис.1.6.) предназначен для ограничения величины давления за главным и пусковым насосами уплотнения. Величина настройки клапанов соответственно составляет: для ГПА-Ц-16/76 - 8,5 МПа и 7,5 МПа. для ГПА-Ц-16/100 - 10,0 МПа и 8,0 МПа. Клапан предохранительный состоит из стального корпуса 8, внутри которого установлены седло клапана 6 с клапаном 5. Сила прижатия клапана 5 к седлу 6 обеспечивается редукционной пружиной 9, регулирование которой осуществляется винтом 2. Обратный клапан 8 служит затвором, предотвращающим стекание масла из системы в сливную магистраль и предохраняющим насосы от обратного вращения давлением масла в моменты пуска и останова агрегата. Клапан 7 прижимается к своему седлу 10 пружиной 11 с небольшим усилием, необходимым для ориентирования его по посадочному месту. 21 Рисунок 8 – Предохранительный клапан. При работе насосов масло, отжимая обратный клапан 7, движется от входного штуцера к выходному. Как только давление масла превысит величину настройки силы давления, действующие на клапан 5, оказываются больше усилия редукционной пружины 9. В результате разницы сил клапан 5 открывается от седла 6 и осуществляет перепуск части масла через диаметральные отверстия направляющей втулки 12 и штуцер слива. Слив масла будет осуществляться до тех пор, пока давление масла не понизится до величины настройки. Тогда усилием редукционной пружины 9 клапан 5 опять возвратится на седло 6. 2.1.6 Маслоотводчик Маслоотводчик (рисунок 9) предназначен для дренирования масла высокого давления, поступающего в газовую полость уплотнения нагнетателя и для возвращения этого масла в бак. Маслоотводчик представляет собой сварной сосуд, состоящий из корпуса 2 и днища 6. НА днище 6 установлен поплавок 3 с рычажной системой 4 и клапаном 5 устройство с золотником 10. В зависимости от уровня масла в маслоотводчике поплавок 3 перемещается вверх или вниз, открывая или закрывая при помощи рычажной системы 4 клапан 5. 22 Рисунок 9 – Маслоотводчик. С целью уменьшения массы поплавка 3 и рычажной системы 4 на работу клапана в конструкции маслоотводчика предусмотренна регулировочная пружина 7, за счет которой уравновешивается основная масса попловка и рычагов. Масло из уплотнения нагнетателя подводится к маслоотводчику через штуцер Г. Через штуцер В маслоотводчик соединен с уравнительной линией «масло-газ». При отсутствии масла в маслоотводчике клапан закрывает слив через штуцер Б. Если в таком положении в маслоотводчике появится газ под давлением, то выход его в атмосферу оказывается невозможен, так как сливное отверстие закрыто. Наполнение маслоотводчика маслом сопровождается всплытием поплавка 3. Рычажная система 4 начинает открывать сливное отверстие в клапане 5. С этого момента в маслоотводчике поддерживается определенный уровень масла и давление в нем и уплотнениях выравнивается. Величина площади поперечного сечения сливного отверстия устанавливаются в зависимости от количества масла в корпусе маслоотводчика. Слив масла из маслоотводчика, при регламентных и ремонтных работах, осуществляется через штуцер А открытием вентиля 1. 2.1.7 Дегазатор масла Дегазатор масла (рисунок 10) предназначен для окончательного удаления газа из масла, поступающего из системы уплотнений нагнетателя. 23 Масло из маслоотводчика подается через штуцер А и трубопровод 2 в стакан 3 дегазатора. При наполнении стакана масло переливается через его верхний край и стекает на змеевик 4. Через штуцер Б в змеевик 4 подается горячий воздух. Нагреваясь, масло частично освобождается от газа и тонкой пленкой стекает по наклонным лоткам 8 испарителя 7, где происходит окончательное отделение газа. Дегазированное масло скапливается в нижней части корпуса 1, откуда поступает в бак нагнетателя. Корпус дегазатора имеет наклонное днище 9, на котором смонтировано смотровое окно 10 со сливным штуцером Г. Рисунок 10 –Дегазатор масла. Газ, выделяющийся на всем пути движения масла через каплеуловители 5 и штуцер Д, отсасывается эжектором. Каплеуловители представляют собой последовательно установленные конусы, выполненные из перфорированного листа. 2.1.8 Регулятор перепада давления Регулятор перепада давления «масло-газ» (рисунок 11) предназначен, для поддержания избыточного давления масла, идущего на поддув уплотнения нагнетателя, в пределах 0,16...0,2 МПа (1,6...2,0 кг/см2). Конструктивно регулятор выполнен в виде агрегата с корпусом 1 и штуцерами подвода А и слива Б масла из системы уплотнения. В корпусе регулятора устанавливается гильза (втулка) 2, имеющая продольные окна В для 24 прохода сливаемого масла. Внутри гильзы размещается двух кромочный пустотелый золотник с рабочими поясками 3. Золотник внутренней резьбой ввернут на шпильку 4 и законтрен гайкой 5. Герметизация полости регулятора со стороны гайки осуществляется колпачком 6. Шпилька 4 ввернута в центральную часть подвижного элемента 7 регулятора, которым осуществляется крепление упругой мембраны 8 по внутреннему диаметру. Рисунок 11 – регулятор перепада давления «масло-газ». По наружному диаметру мембрана защеплена двумя кольцевыми элементами 9. На подвижный элемент опирается пружина 10 регулятора, усилие затяжки которой определяется положением опорной шайбы 11 на регулировочном винте 12. Пружинная полость регулятора, образованная днищем и цилиндрическим стаканом с помощью фланцевого соединения и переходника 13 крепится к корпусу регулятора. Регулятор работает следующим образом. Масло из системы уплотнения по штуцеру А подводится во внутреннюю полость корпуса 1 и к подвижному элементу 7. С противоположной стороны на подвижный элемент действует сила давления газа, подводимого в пружинную полость регулятора и сила пружины 10. Поэтому, если сила давления масла не превышает суммарного усилия от давления газа и пружины, золотник рабочими поясками 3 перекрывает слив масла из магистрали системы уплотнения. Давление в системе увеличивается за счет подачи масла работающим насосом. 25 При увеличении разности давления масла и газа до 0,16...0,2 МПа, золотник открывает слив масла из системы, ограничивая дальнейшее увеличение давления масла. В выходной магистрали Б установлен дроссель, выполненный в виде винта цилиндрической частью, перекрывающего часть площади проходного сечения сливной магистрали, предназначен для установки давления в напорной линии при отсутствии газа в контуре нагнетателя (Заводская настройка 5 кг/см2 при расходе 250 л/мин). Золотник 3 должен выступать на 5 мм ниже втулки 2. Регулировку РПД производить при давлении газа в контуре 3 – 5 кг/см2. 2.1.9 Блок маслонасосов Блок маслонасосов со встроенным редуктором (рисунок 12) предназначен для обеспечения маслом систем смазки и уплотнений нагнетателя. Он представляет собой работающие совместно шестеренчатый насос смазки и трехвинтовой насос уплотнений ЗВ-8/100. Привод блока маслонасосов осуществляется от вала ротора. Блок маслонасосов состоит из чугунного корпуса 1, в котором расположены редуктор и шестеренчатый насос. Корпус 1 с внутренней стороны закрыт крышкой 3, а с наружной к нему крепится трехвинтовой насос 2. Крутящий момент от ротора нагнетателя через полумуфту 4 и торсионный вал 5 передается на ведущую вал-шестерню 6, с неё на ведомые вал-шестерню 7 и шестерню 8. Вал-шестерня 7 благодаря внутреннему шлицевому зацеплению передает вращение на вал трехвинтового насоса уплотнений, а шестерня 8 - на вал насоса смазки. Шестерни редуктора и насоса смазки установлены на подшипниках скольжения. Смазка подшипников скольжения насоса смазки осуществляется за счет давления в самом маслонасосе. Смазка подшипников скольжения редуктора, зубчатых и шлицевых соединений производится через сверления в корпусе 1 и трубопроводы, соединенные с нагнетательным патрубком насоса смазки. 26 Рисунок 12 – Схема шестереночного насоса. Для рассмотрения работы шестеренчатого насоса обратимся к рисунку 13. Шестеренчатый насос с наружным зацеплением представляет собой пару одинаковых шестерен 1 и 7, находящихся в зацеплении и помещенных в корпус 13. Стенки корпуса 13 охватывают шестерни по внешней поверхности с минимальными зазорами. Втулки 2 и 12, 5 и 8, являющиеся подшипниками скольжения ведущей 1 и ведомой 7 шестерен, обеспечивают их торцевое уплотнение. По обе стороны зацепления 6 в корпусе 13 имеются полости подвода А и отвода Б, соединенные с линиями высокого Р2 и низкого Р1 давлений. При выходе шестерен из зацепления происходит увеличение объема между зубьями и за счет создаваемого разряжения в полость подвода А поступает масло по линии с давлением Р1. Поступившее в полость А масло захватывается шестернями и в виде дискретных объемов С переносится в полость отвода Б. При входе шестерен в зацепление происходит уменьшение объема между зубьями и вытеснение масла в линию с давлением Р2. Обратному перетеканию масла из полости Б в полость А препятствует высокое гидравлическое сопротивление зазоров между зубьями шестерен и корпусом. Для уменьшения перетекания масла по торцевым зазорам часто применяется гидравлический поджим боковых втулок. С этой цель в полость Д подводится масло под давлением Р2. Начальный поджим втулок 8 и 12 производится 27 пружинами 10. Для самоориентации шестерен 1 и 7 между втулками, а также для отвода утечек масла, области 4 и 9 соединены с полостью, находящейся под давлением Р1. Развитые поверхности трения вызывают значительные механические потери, поэтому КПД шестеренчатых насосов наружного зацепления невысок и не превышает 0,6...0,7. Рисунок 13 – Принцип дествия трехвинтового насоса. Трех винтовой насос (рисунок 13) имеет ведущий 1 и два ведомых 3 винта. Винты образованы тремя двузубыми шестернями с циклоидальным зацеплением, имеющими начальные окружности диаметром d н. Боковые поверхности зубьев образованы циклоидами, а периферийные - цилиндрами, скользящими по поверхности корпуса 4. Находясь в зацеплении, винты образуют изолированные объемы (видимая часть границы одного из объемов заштрихована и обозначена а, б, в, г, д, е, ж, з, и, к). Теоретически объемы полностью отделены друг от друга. Однако, на некоторых участках объемов, в местах сопряжения боковых поверхностей зубьев, разделение осуществляется не протяженными щелями, а линиями касания. Поэтому для создания насосов с малыми утечками точность изготовления винтов должна быть высокой. 28 При вращении винтов объемы перемещаются поступательно. В начале рабочего цикла каждый из них соединяется с полостью подвода масла, а в конце - с полостью отвода, куда перенесенное масло вытесняется боковыми поверхностями 7 винтов. В винтовых насосах имеют место только внутренние утечки. В насосах высоких давлений уменьшения утечек, так как они происходят вдоль поверхностей зацепления, достигают путем удлинения винтов. Одно из преимуществ винтовых насосов заключается в том, что зацепление ведущего и ведомых винтов не является силовым. Силы давления масла, действующие на боковые поверхности зубьев ведомых винтов со стороны полости отвода, стремятся вращать их в том же направлении, что и ведущий винт. Осевые силы, являющиеся результатом разницы давлений в полостях подвода и отвода, уравновешиваются гидростатически подводом по каналам 2 во внутреннюю полость подпятников 6 под торцы винтов 1 и 3 масла под давлением Р2. Радиальные силы, отталкивающие ведомые винты от ведущего, воспринимаются корпусом 4. Механические потери сводятся к трению винтов о корпус, трению в зацеплении и в подшипниках. При этом объемный КПД достигает у насосов высокого давления (до 25 МПа) 0,7...0,8. Благодаря удобному подводу, обеспечивающему доступ масла к входу в винты с минимальными потерями, насосы обладают хорошей всасывающей способностью. Преимуществами винтовых насосов является малая неравномерность подачи, отсутствие пульсации давления и бесшумность работы. Это объясняется тем, что несмотря на дискретный характер переноса масла, благодаря разделения перемещаемых объемов линиями контакта, а не протяженными щелями, вытеснение масла в полость отвода осуществляется непрерывно. 29 2.2 Работа масляной системы. Основными узлами масляной системы являются: - маслобак 1 с устройствами очистки, подогрева, подачи и слива масла; - насосы ПНС 2, ГНС 16, ПНУ 25 и ГНУ 15 с входными фильтрующими сетками и обратными клапанами; - фильтры ФСН 4 и ФУН 19 очистки масла с входными и выходными вентилями; - редукционные клапаны 3,17,18; - аккумуляторы пневмогидравлические 11; - регуляторы перепада давления 13; - аппараты воздушного охлаждения масла 7 с устройствами подогрева масла; - маслоотводчики 23 и дегазатор масла 24; - регулятор температуры масла 5; - соединительные магистрали масла, газа, воздуха и дренажной системы. Для смазки подшипников и торсионного вала масло забирается из бака 1 главным шестеренчатым насосом 16, вращающимся от привода ротора нагнетателя, или пусковым насосом 2 и подается к аппаратам воздушного охлаждения 7, после чего направляется к регулятору температуры 5. Для выпуска воздуха из системы при её заполнении маслом, а также для доступа воздуха в систему при сливе масла установлены обратные клапаны 8. Слив масла из системы производится через электромагнитные вентиля 6 по сигналу системы пожаротушения или вручную. Для разогрева масла при пуске агрегата в условиях низких температур в АВО масла предусмотрена возможность подогрева масла путем продувки горячего воздуха из станционной системы. Регулятор температуры поддерживает необходимую температуру масла путем смешения охлажденного масла на выходе аппаратов воздушного охлаждения и масла со входа в аппараты. При температуре 45°С регулятор начинает поддерживать температуру масла постоянной. 30 После регулятора температуры масло подается на фильтры 4. Перепад давления на Фильтрах определяется с помощью манометров. При увеличении перепада до 0,2. МПа с помощью вентилей работающий фильтр отключается от системы на регенерацию, а к системе подключается резервный Фильтр. Охлажденное и очищенное масло поступает в коллектор смазки нагнетателя. Регулирование давления в коллекторе производится редукционными клапанами 17, 18 за счет частичного перепуска масла в бак 1. Редукционный клапан 3 установлен на линии подачи масла в агрегаты воздушного охлаждения и отрегулирован на давление 0,6 МПа. Из коллектора масло направляется на смазку подшипников, к торсионному валу и на вход главного насоса уплотнения 15. Стравливание избыточного давления из полостей подшипников нагнетателя и торсионного вала осуществляется с помощью трубопроводов суфлирования, на которых установлены сапуны, защищающие систему от загрязнения. Масло, прошедшее через подшипники и стекающее с зацеплений торсионного вала возвращается в бак 1. Для контроля уровня масла в баке и выдачи команд на пополнение бака маслом предназначен поплавковый сигнализатор уровня. Пополнение маслобака производится станционными насосами КС. Слив масла из бака осуществляется при постоянно открытом вентиле через станционную электроприводную задвижку по команде из системы пожаротушения, или оператором вручную. Предпусковой разогрев масла в баке производится трубчатыми нагревателями при включенном пусковом насосе смазки, осуществляющем циркуляцию масла через вентиль на выходе насоса по схеме "бак - насос - бак". Очистка масла в баке от механических примесей при его несоответствии требованиям ГОСТ и в момент пополнения производится агрегатом тонкой очистки масла АТОМ центробежного типа. В систему уплотнений масло подается главным насосом уплотнения 15 из системы смазки нагнетателя или пусковым насосом уплотнения 25 из бака 1 и через один из фильтров 19 поступает 31 к гидроаккумуляторам 11. Гидроаккумуляторы предназначены для подачи масла в уплотнения нагнетателя при аварийных остановках турбоагрегата. Клапаны 10 служат для выпуска воздуха (газа) при заполнении гидроаккумуляторов маслом и для сообщения с газовой полостью нагнетателя при вытеснении масла в режиме аварийного маслоснабжения уплотнений. Для стабилизации температурного режима, часть масла из гидроаккумуляторов через дроссель 12 постоянно прокачивается на слив в маслоотводчик 23. Кроме гидроаккумуляторов масло поступает в уплотнения нагнетателя и на регуляторы перепада давления 13. Регуляторы перепада давления поддерживают постоянное превышение давления масла над газом на всех режимах работы нагнетателя за счет изменения слива части масла в систему смазки, работающую с меньшим давлением. На линиях масла и газа перед каждым регулятором установлены задвижки и вентиля для настройки, отключения и снятия в ремонт одного из них. В уплотнения нагнетателя масло разделяется на два потока: - большая часть под действием перепада давлений между маслом и атмосферой проходит по зазору между уплотнительными кольцами и ротором в сторону свободного слива, где смешивается с маслом, отводимым от подшипников, и сливается в бак, -меньшая часть масла под действием перепада давления между маслом и газом (перепад масло - газ) проходит по зазору между уплотнительными кольцами и ротором в сторону газовой полости нагнетателя, смешивается в камере «масло-газ» с газом и под давлением направляется в маслоотводчики 23. Сливные линии камер «масло-газ» соединены между собой маслопроводом с задвижкой 22, открытием которой предусматривается возможность слива масла из уплотнений через любой из маслоотводчиков. В маслоотводчике масло частично освобождается от газа и без давления поступает в дегазатор 24, где происходит окончательное отделение газа. Газ из дегазатора сбрасывается в атмосферу по суфлирования, а масло сливается через смотровое окно в бак. 32 трубопроводу Слив масла из камер «масло-газ» в периоды пуска и останова турбоагрегата, когда отсутствует давление в газовой полости нагнетателя, производится через маслоотводчики 23 и клапаны 21. Пусковые насосы 2 и 25 предназначены для создания давления в системе смазки и уплотнений нагнетателя во время пуска и останова турбоагрегата, а также при подготовке системы к запуску. Отключение пусковых насосов производится при достижении рабочих параметров главными насосами 16 и 15 по оборотом двигателя НК-16СТ. Масляная система оснащена контрольно-измерительными и сигнализирующими приборами, а также имеет защитные блокировки, позволяющие отключить агрегат при нарушении режима работы системы. Для обеспечения максимального удобства в обслуживании, масляные фильтры установлены в блоке маслоагрегатов и могут заменяться на работающем ГПА. Аппараты воздушного охлаждения с регулятором температуры, электромагнитными и обратными клапанами установлены в блоках маслоохладителей. Остальные агрегаты размещены в отсеке нагнетателя. 2. АНАЛИЗ ЭКСПЛУАТАЦИОННОЙ НАДЕЖНОСТИ НАГНЕТАТЕЛЯ НЦ-16 Эксплуатационная надежность – важнейшее свойство изделия, определяющее их способность нормально функционировать в заданных условиях эксплуатации. Задачи анализа надежности в настоящее время решаются как на этапе создания новой техники, так и в процессе ее эксплуатации. Они наиболее актуальны для сложных и ответственных технических устройств, к которым относится нагнетатель. Анализ эксплуатационной надежности служит основой для обоснования мероприятий по совершенствованию технологических процессов разборки и сборки конструкции нагнетателя. Комплексное понятие «надежность» характеризует ряд специфических свойств нагнетателя: безотказность, долговечность, ремонтопригодность и сохраняемость. Наиболее важным из них является безотказность, т.е. способность 33 нагнетателя выполнять заданные функции в течение установленного периода времени, сохраняя значения основных выгодных параметров в пределах, установленных нормативно-технической документацией. В дипломном проекте понятие эксплуатационная надежность отождествляется с безотказностью объекта. 3.1 Качественный анализ надежности Результаты выполнения анализа надежности во многом зависят от представительности собранных статистических данных об отказах и неисправностях заданного нагнетателя. Статистические данные, выписанные из ведомости дефектов, представлены в таблице 1. В графе «Характер отказов» указывается сущность неисправности, следствием которой явилось нарушение работоспособности двигателя. В графе «Повторяемость» указывается общая наработка двигателя до отказа, выраженная в часах. В графе «Обстоятельства обнаружения» указываются способ и место обнаружения отказа. В графе «Классификация» указывается предполагаемое происхождение отказа: – конструктивно-производственный недостаток (КПН); – нарушение режимов эксплуатации (Э); – нарушение при ремонте (Р). На основе статистических данных, производится качественный анализ надежности двигателя. При этом анализируется влияние отказов объекта на безопасность, рассматриваются характерные причины возникновения отказов, сущность мероприятий по их предупреждению и т.д. Производится группирование отказов по принадлежности к узлам нагнетателя, по причине и происхождению. Результаты группирования отказов показываются в виде круговых диаграмм, отражающих процентное соотношение различных групп отказов. Дается общая характеристика надежности двигателя, указываются наиболее опасные и часто повторяющиеся отказы, анализируются 34 причины их возникновения, выбираются объекты для дальнейшего углубленного анализа. Таблица 1 – Статистические данные об отказах № Наименование п.п узла, Характер отказа. Повторяемость, ч. агрегата, Обстоятельства Причина обнаружения. детали. 1. 2. Опорный Разрушение 36454910, подшипник. баббитового слоя 8615, 9628, 13010, на колодках. 17179, 25315, 28355. Износ 12843, 23618, 25412. Вал нагнетателя втулок 5611, уплотнения Визуальный Недостаточная осмотр при ТО. динамическая прочность. Визуальный Недостаточная осмотр при ТО. износостойкость «масло-газ» 3. покрытия втулки. Торцевые Перепад 350,930,990,1010, По показаниям Увеличение зазора из- уплотнения. давления «масло- 1370,1700,1840, датчиков. за газ» меньше 0,2 1920,2680,3020, . износостойкости. кг см2 . 3270,3650,3820, недостаточной 3890,7119,4210, 4280,4380,4450, 4500,4720,4800, 4840,5050,5180, 5320,5460,5690, 5870,5910,5940. 4. Вал Увеличение 6524, 9158, 16842, По показаниям Нарушение центровки с нагнетателя. вибрации. 22320, 25114. датчиков двигателем в следствие вибрации. недостаточной квалификации тех. персонала. 5. Резиновые Негерметичность 10264, 13565, 27383, Визуальный уплотнения. уплотнений 28013, 29112, 33017, осмотр при ТО. Старение материала 35193. 6. Блок Течь маслонасосов масла из 1876, 1686, 2250, Визуальный Недозотяжка отводящего 2385, 2842, 3613, осмотр при ТО. соединений. трубопровода 4245, 4948, 6680, ГНУ. 6995, 8356, 9206, 9811, 10420. 7. Лопатки Эрозионный 25360, 17179, 26422, Эндоскопия при Попадание рабочих колес. износ. 18112, 30488. ТО. пыли в газовый тракт 35 влаги и 3.2 Количественный анализ надежности Для количественного анализа надежности выбирается торцевое уплотнение, так как именно на него приходится наибольшее количество отказов. Неисправность данного соединения – износ. Исходные данные для анализа выбираются из таблицы 1. Исходными данными являются: время наблюдения ta=6000 часов; число изделий N=174; число неисправных изделий n=31; время наработки до отказа отдельных экземпляров ti: 350, 930, 990, 1010, 1370, 1700, 1840, 1920, 2680, 3020, 3270, 3650, 3820, 3890, 7119, 4210, 4280, 4380, 4450, 4500, 4720, 4800, 4840, 5050, 5180, 5320, 5460, 5690, Интервал наработки разбиваем на разряды по правилу Старджена: 𝐾 = 1 + 3,3 ∗ 𝑙𝑔31 = 5,92 Принимаем число разрядов равным 6 с величиной t 1000 ч. В каждом разряде вычисляем значения f t , i t , Pi t по формулам: 𝑓𝑖∗ (𝑡) = ∆𝑛𝑖 𝑁 ∗ ∆𝑡𝑖 где 𝑓𝑖∗ (𝑡)-плотность отказов; ∆𝑛𝑖 - число объектов, отказавших в интервале наработки t ; N - число изделий. 𝜆∗𝑖 (𝑡) = ∆𝑛𝑖 (𝑁 − ∑𝑖−1 𝑖=0 ∆𝑛𝑖 )∆𝑡𝑖 где 𝜆∗𝑖 (𝑡)- интенсивность отказов, (𝑁 − ∑𝑖−1 𝑖=0 ∆𝑛𝑖 )∆𝑡𝑖 - число объектов, исправно проработавших на начало рассматриваемого периода (т.е. на начало i-го разряда). Pi * fi t , i t 𝑃𝑖∗ (𝑡) = 36 𝑓𝑖 (𝑡) 𝜆𝑖 (𝑡) где 𝑃𝑖∗ (𝑡)-вероятность безотказной работы. Результаты расчетов представлены в таблице 2. Таблица 2 – Расчет эмпирических характеристик № инт. ti 1 , час ti , час ti , час ni f i * , 105 /час *i , Pi * 105 /час 1 0 1000 1000 3 1,724 1,724 1 2 1000 2000 1000 5 2,874 2,924 0,9886 3 2000 4000 1000 6 1,724 1,807 0,9541 4 4000 5000 1000 9 5,172 5,625 0,9196 5 5000 6000 1000 8 4,598 5,298 0,8685 По данным таблицы 2 строятся гистограммы эмпирического распределения (рисунок 14). Рисунок 14 – Гистограммы эмпирического распределения: а – плотность распределения; б – интенсивность отказов; в-вероятность безотказной работы Выдвигаем гипотезу о нормальном законе распределения, так как именно оно характерно для отказов, связанных с износом. Нормальный закон распределения является двухпараметрическим, т.е. для его полного определения необходимо найти два параметра - mt и t .Выберем значение наработки ti=2000 и ti=5000. В данном случае осуществлен план. Значения F * (ti ) 1 P* (ti ) соответственно: F * (ti ) 1 0.9541 0.0459 ; F * (ti ) 1 0.8679 0.1321. По 37 таблице стандартной нормальной функции распределения находим значения квантилей Z, соответствующих значений F * (ti ) : z1 1.68 ; z2 1.115 Параметр mt определяется по формуле: mt t1 z2 t2 z1 , z2 z1 mt 200 1.115 5000 1.68 10817.4 ч. 1.115 1.68 t t2 t1 , z2 z1 t 5000 2000 5217.4 . 1.115 1.68 Проверка правильности принятой гипотезы производится с помощью критерия Пирсона 2 , рассчитываемого по формуле: k U2 n nq t i 1 2 i i i Nqi ti , где q i t i e t e t – теоретическая вероятность отказа в интервале; i 1 t i 1 , t i i – наработки, соответствующие началу и концу интервала. Результаты расчетов представлены в таблице 3. Таблица 3 – Расчет критерия Пирсона 2 ti 1 , час ti , час ti , час ni qi t i N qi t i ni N qi t i U i2 1 0 1000 1000 3 0,0301 5,24 -2,24 0,95756 2 1000 2000 1000 5 0,0158 2,75 2,25 1,84091 3 2000 4000 2000 6 0,0509 8,86 -2,86 0,92321 4 4000 5000 1000 9 0,0353 6,14 2,86 1,33218 5 5000 6000 1000 8 0,0454 7,90 0,10 0,00127 6 6000 ∞ ∞ 143 0,8225 143,115 -0,115 0,00009 № инт. U 2 i 5.05522 Число степеней свободы r в случае шести разрядов таблицы и двух параметров закона распределения равно 3. Задавшись уровнем значимости α=10%, по таблице 38 2 /3/, в зависимости от Р=90% и числа степеней свободы r=3 определяется критическое значение 2 =6,25. Значение U 2 =5,05522 не попадает в критическую область (6,25; +∞), принятая гипотеза не противоречит статистическим данным. Верхняя и нижняя границы доверительного интервала вычисляются по формулам: Н t z t f3 (k ) ; N В t z t f3 (k ) ; N mН t z t f 2 (k ) ; N mВ t z t f 2 (k ) ; N z -квантиль нормального распределения; для 90% z 1, 645 ; k (mt ta ) / t ; f 2 (k ) и f 3 (k ) k находятся по таблице в зависимости от величины k, 10817.4 6000 0.92 ; f 2 (k ) 6.923 ; f3 (k ) 4.016 ; 5217.4 Н 5217.4 1.645 5217.4 4.016 3913.6 ; 174 В 5217.4 1.645 5217.4 4.016 6521.2 ; 174 mН 10817, 4 1,645 5217, 4 6,923 9105, 4 ; 174 mВ 10817, 4 1,645 5217, 4 6,923 12529,6 174 Таким образом, интервал (3913,6; 6512,2) с доверительной вероятностью 90% покрывает истинное значение параметра t , а интервал (9105,4; 12529,6) – значение параметра mt . Построение графиков распределения производим для диапазона 0<t<12000 часов (рис. 12). Расчетные данные сведены в таблице 4. Вычисления проводятся по формулам: 39 t mН , В PН , В (t ) 1 F В,Н f (t ) (t mt )2 1 ( t ) ; ; . exp f (t ) 2 P ( t ) 2 2 t t Таблица 4 – Расчет теоретических характеристик t, час 2000 4000 6000 8000 10000 12000 t , 10 6 час 1,92 3,61 6,09 9,37 13,46 18,22 f t , 10 6 час 1,837 3,26 4,99 6,61 7,56 8,45 Рв t 0,8621 0,7823 0,6844 0,5675 0,4443 8,45 Рt 0,9545 0,904 0,8186 0,7054 0,5616 0,409 Рн t 0,9965 0,9861 0,9515 0,8770 0,7422 0,5537 Определим -процентный ресурс для 99.99% и нижней оценки Рн t . t mt 1 F , 100 t t mt F t 1 0.9999 0.0001 . Квантиль соответствующей вероятности 0,0001, определяется по таблице 2. Z t mt t 3.7 ; отсюда t tB Z mH 6521.2 (3.7) 9105.4 15023.04 ч. Отрицательное значение наработки объясняется тем, что отношение В mH 1.5 слишком мало и распределение с такими параметрами необходимо рассматривать как усеченно-нормальное. Величина t в этом случаи находится из соотношения: t mt F t де C 0.0001 C F C 0 mt t ; 1 1 1 1.088 ; C 0 mt 1 F (1.4) 1 0.0808 1 F t t mt 0.0001 1.088 0.08089 F 0.08089 . 1.088 t Отсюда Z=-1,399, а t 6521.2 (1.399) 9105.4 17.4 ч. 40 Для анализа надежности можно принять допустимую вероятность отказа Q(t 1) 104 , а вероятность безотказной работы P(t 1) 0.9999 и, соответственно, 99.99% . В этом случае величина t99.99 должна быть не менее одного часа. Для нашего случая t99.99 17.4 часа. Таким образом, гамма-процентная наработка торцевого уплотнения удовлетворяет требованиям надежности. 3.3 Исследование причин повышенного износа деталей масляного уплотнения нагнетателя НЦ-16 Объектом исследования было выбрано масляное уплотнение нагнетателя вала, а именно повышенный износ втулки и колец уплотнения. Уплотнение было выбрано потому, что данная неисправность приводит к повышенному расходу масла через уплотнения, снижения перепада давления «масло-газ» менее чем 0,2 кг/см2, а следовательно, и к аварийному останову газоперекачивающего агрегата. При эксплуатации Нагнетателя НЦ – 16 неоднократно отмечались случаи уменьшения перепада давления «масло-газ» меньше допустимого 0,2 кг/см2. После разборки масляного уплотнения был обнаружен повышенный износ внутреннего, внешнего уплотнительных колец и колодок уплотнения. Также повышенный износ, но при больших наработках, наблюдается на втулке уплотнений, расположенной на валу. 3.4 Анализ внешнего состояния При осмотре деталей уплотнения на втулке, расположенной на валу, были обнаружены места, контактирующие с кольцами, с повышенным износом внешней поверхности. Так же повышенный износ был обнаружен на баббитовой заливке колец уплотнения. На основании данных, полученных при предварительном ознакомлении и анализа внешнего состояния уплотнения, можно сделать вывод, что причиной его разрушения может быть смещение ротора при износе подшипников вала, колебаниях вала. 3.5 Анализ условий эксплуатации 41 В процессе работы нагнетателя при перемещениях вала в масляных щелевых уплотнениях в пределах допусков возникают гидромеханические силы, действующие на плавающие кольца. При возникновении этих сил кольца могут перемещаться, что приводит к контакту колец свалом, а, следовательно, и повышенный износ вала и баббитовой заливки колец. Перемещения вала возникают при износе баббитовой заливки колодок опорных подшипников и допустимой вибрации вала. Допустимый износ подшипника – 0,24 мм (по диаметру). Допустимые виброперемещения вала – 60 мкм. Давление масла Ps=5,37 МПа, Pa1=5,17 МПа, Pa2=0,102 МПа. Частота вращения вала ω=80 с-1. Масса колец m=10 кг. Применяемое масло ТП – 22 (ГОСТ 9972 – 74). Вязкость масла при Т=50ºС: динамическая – 22 сСт, кинематическая – 19,8·103 Н·с/м2. 3.6 Выбор расчетной схемы и поверочный расчет Для предотвращения нерасчетных режимов работы уплотнений с плавающим кольцом необходимо выполнение ряда условий. Условие самоцентрирования плавающего кольца. При выполнении условия самоцентрирования реализуется основное достоинство данного уплотнения – бесконтактный режим работы радиальной щели. В наиболее неблагоприятном случае, когда смещение вала относительно корпусных деталей противоположно направлению силы тяжести (рис. 14), – это условие имеет вид Pn e max FТр m k g K 0 eв h0 , где Рn – нормальная составляющая гидромеханической силы в радиальной щели, т.е. сила, действующая по линии центров кольца и вала; Fтр – сила трения в торцевом стыке; К0 – жесткость упругой подвески плавающего кольца; mk – масса 42 кольца; ев – смещение центра вала от положения, соосного с корпусными деталями уплотнения. Силу Pn вычисляют для максимального смещения кольца относительно вала emax, рассчитываемого по формуле emax h0 cRa в Ra к в к , где с=1,2…1,5 – коэффициент; Raв, Raк – параметры шероховатости поверхностей вала и кольца; Δв, Δк – отклонения от округлости этих поверхностей. Расчет гидромеханических сил. При течении жидкости в щели создаются радиальные гидростатические гидромеханических сил и связано гидромеханические с вязкостью силы. жидкости Возникновение и движением уплотнительных поверхностей. Гидростатические силы вызваны перепадом давлений и появляются вследствие неодинаковых местных потерь давления. Для щелей с малым эксцентриситетом гидростатические силы рассчитываются по формулам, приведенных в [5]: Pn p s p a rl y Pt 24 rl y3 h02 2 к 1 ; 2 , где ε=е/h0, ξ1, ξ2, α – коэффициенты, учитывающие режим течения жидкости в щели. Коэффициент α рассчитывают по формуле 1,5 / 1,2 0,5 0 l y / h0 , где λ0 – коэффициент сопротивления трению. Для ламинарного режима ξ1=4,8; ξ2=12; λ0=96Rez-1; для турбулентного режима ξ1=1,68; ξ2=0,0384Rez0,76; λ0=0,307Rez-0,24. Здесь Rez=2h0υz/ν (ν – кинематическая вязкость); υz – средняя осевая скорость в концентричной щели, определяется без учета входных потерь: z 2 p s p a h0 l y 0 . Для ламинарного режима формулы принимают вид 43 Pn Pt 2 p s p a r h04 ; 80 2 ly 2 r l y3 h02 . Расчет силы трения в торцевом стыке. Силу трения рассчитывают по формуле FТР f Fz , где f – коэффициент трения; Fz – нормальная реакция торцевого стыка. Реакция торцевого поверхности Fz зависит от осевой нагрузки торцевого стыка и распределения гидравлического давления в нем. Давление среды в стыке определяется формой торцевого зазора. В общем случае Fz рассчитывают по формуле Fz Fпр p 0 S y k Г k р , где Fпр – осевая нагрузка от пружин; kг=Sт/Sy – коэффициент гидравлической нагрузки торцевого стыка (здесь Sт – площадь, на которую действует давление, нагружающее стык); kp=Pz/(p0Sy) – коэффициент, учитывающий распределение гидравлического давления в торцевом стыке. Для плавающих колец, работающих при граничном или жидкостной смазке 0<kp<1. Подставляя в приведенные выше формулы, получаем. e max 0,85 10 4 1,25 0,8 10 6 0,8 10 6 1 10 5 1 10 5 5,8 10 5 м. Для внутреннего кольца: z 2 5,37 5,17 10 6 0,85 10 4 800 0,021 0,04 25,79 м/с, Re z 2 0.85 10 4 25.79 / 22 10 4 12,48 , что меньше критического числа Рейнольдца, поток ламинарный. ε=5,8·10-5/0,85·10-4=0,682 5,37 5,17 2 1012 800 0,0795 0,85 10 4 4 Pn 80 1,46 10 0,021 3 2 Для внешнего кольца: 44 0,682 79,45 Н. z 2 5,37 0,102 10 6 0,85 10 4 800 0,055 0,04 77,4 , Re z 2 0.85 10 4 77,4 / 22 10 4 39,56 , что меньше критического числа Рейнольдца, поток ламинарный. 5,37 0,1022 1012 800 0,0795 0,85 10 4 4 Pn 1,46 10 0,055 3 2 80 0,682 16283,6 Н. Pn 79,45 16283,6 16363,05 Н. Нормальная реакция торцевого стыка для внутреннего кольца: kг=8,745·10-3/7,646·10-3=1,144, kp=0,7 Fz 0,2 10 6 7,646 10 3 1,144 0,7 2819,8 Н. Нормальная реакция торцевого стыка для внешнего кольца: kг=13796·10-3/5947·10-3=2,32, kp=0,7 Fz 5,268 10 6 5,95 10 3 2,32 0,7 94660,7 Н. Fz 2819,8 94660,7 97480,5 Н. FТР 0,14 97480,5 13647,3 Н. Масса внутреннего и внешнего колец составляет 10 кг. Жесткость упругой подвески (масляного слоя) К0=5,48 Н/м. 16363,05 13647,3 10 9,8 5,48 0,24 0,85 10 4 , условие самоцентрирования плавающего кольца выполняется. Динамический расчет уплотнения с плавающим кольцом. В работающей машине вследствие вибрации равновесие уплотнения может быть нарушено. В результате возможны контакты и изнашивание уплотнительных поверхностей, обусловленные самовозбуждающимися или вынужденными колебаниями. Представляет интерес определение условий, при которых после прекращения действия даже малых возмущающих сил плавающее кольцо возвращается в равновесное положение. Бесконтактная работа уплотнения обеспечивается при условии, что максимальное значение суммы динамического перемещения кольца и его 45 статического смещения относительно вала не превышает предельного значения emax. Условие бесконтактной работы плавающего кольца имеет вид U emax / n , где |U| – амплитуда вынужденных колебаний плавающего кольца; n=1,5 – коэффициент запаса. U Aв К 0 2 mк К n K 0 2 mк mc B * Bn B * K t K K 0 2 mк mc Bn B * K t 2 n 2 , где В, К – коэффициенты демпфирования и жесткости жидкостного слоя; B* 2 rср b y / h , rср=0,093 м – средний радиус торцового стыка, by=0,022 м – длина пояска стыка, h=1·10-5м – высота жидкостного слоя, μ=1,98·10-3 кгс·с/м2 – динамическая вязкость масла; K t 0,5 Bn , ω=80 с-1 – частота вращения вала; Bn 2 r l y h0 , h0=0,85·10-4 м – толщина масляного слоя в щели, r=0,0795 м – радиус масляного кольца, ly=0,076 м – длина масляного кольца; К0=5,48 Н/м, Кn=25,13 Н/м; Ав – допустимая амплитуда колебаний вала нагнетателя. B* 2 1.98 10 3 0.093 0.022 Н·с/м; 1 10 5 2 1,98 10 3 0,0795 0,076 Bn 0,884 Н·с/м; 8,5 10 5 K t 0,5 80 0,884 35,36 Н/м; U 0,853 Aв . Зависимости амплитуды вынужденных колебаний кольца |U| от колебаний вала Ав (рис. 16), Эта зависимость линейна. 46 Из графика видно, что при допустимой амплитуде вала 60 мкм амплитуда кольца превышает допустимое значение emax/n=5,8·10-5/1,5=3,87·10-5м, а это значит, что условие бесконтактной работы уплотнения не выполняется. Данное условие будет выполняться при амплитудах работы вала, не превышающих значения Ав emax 5,8 10 5 4,53 10 5 м. 0.853 n 0.853 1,5 В результате радиальных биений вала изменяется толщина масляного слоя в щели. Это создает периодические силы, перемещающие кольцо относительно вала в радиальном направлении. При больших биениях вала плавающее кольцо может входить в контакт с валом, вследствие чего происходит изнашивание соприкасающихся деталей уплотнения. Для избегания контакта вала с плавающим кольцом необходимо уменьшить допустимую величину амплитуды виброперемещения вала до величины 45,3 мкм. 3.7 Разработка мероприятия по повышению надежности Для предотвращения неисправности, описанной выше предлагается заменить масляное щелевое уплотнение на «сухое» торцевое бесконтактное уплотнение фирмы «Jon Grain». Данное уплотнение имеет межремонтный ресурс, превышающий назначенный ресурс нагнетателя. Также данное уплотнение может работать в больших диапазонах перемещения и перекоса вала. При установке замене уплотнений исчезнет потребность в маслосистеме уплотнений с высоким давлением, но возникнет потребность в системе подачи отчищенного газа и буферного газа (воздуха). Замена уплотнений может производиться как на ремонтных предприятиях, так и непосредственно на эксплуатации нагнетателей. 3.8 Качественный анализ ремонтной технологичности Качественный анализ ремонтной технологичности проводится путем сопоставления реальных свойств объекта с рядом специфических требований к ремонтной технологичности объекта. Результаты качественного анализа ремонтной технологичности представлены в виде таблицы 5. 47 Таблица 5 – Результаты качественного анализа ремонтной технологичности нагнетателя НЦ – 16 Требования к системе Соответствие Примечания требованиям 1 2 Соединения коммуникаций нагнетателя (шлангов, трубопроводов, Соответствует электропроводки и прочих), подводящих и 3 отводящих трубопроводов, узлов крепления нагнетателя к раме должны быть быстроразъемными. К разъемам, узлам и агрегатам нагнетателя должен быть обеспечен Соответствует удобный подход Нагнетатель должен быть контролепригодным для определения Не соответствует соответствия основных технических данных и диагностирования Отсутствие таких устройств технического состояния Конструкция нагнетателя должна быть приспособлена к Соответствует проведению углубленного контроля его силовых узлов и элементов при выполнении ремонта с использованием современных физических методов и средств неразрушающего контроля. Конструкция нагнетателя должна обеспечивать его разборку на Соответствует автономные, взаимозаменяемые узлы, системы и агрегаты для выполнения работ по техническому обслуживанию и ремонту. Для замены деталей и узлов весом до 30 кг, подлежащим снятию Соответствует или замене в процессе технического обслуживания, должна быть предусмотрена возможность выполнения этих работ силами двух человек. Детали весом более 30 кг должны иметь узлы для подъемных приспособлений. Трудозатраты на вспомогательные работы (демонтажно- Соответствует монтажные) должны быть максимально сокращены с обеспечением их по возможности типовым нормализованным инструментом. Конструкция нагнетателя регламентированному должна ремонту с быть приспособлена обеспечением к Не соответствует высокой Подбор размера регулировочной взаимозаменяемости агрегатов, узлов и деталей (без выполнения втулки подгоночных и с минимальным объемом регулировочных работ). подшипника. Конструкция нагнетателя должна быть приспособлена для Соответствует применения специальных приспособлений и инструментов. Конструкция должна исключать возможность постановки узлов и деталей в неправильное положение. 48 Соответствует упорного Конструкция нагнетателя должна удовлетворять требованиям Не соответствует обеспечения доступности и легкосъемности при ремонте. Ухудшенный доступ к уплотнениям нагнетателя Соединения деталей и узлов должны быть быстроразъемные. Не соответствует Большое количество пластинчатой контровки, болтовых соединений Нагнетатель должен быть оборудован устройством, Не соответствует регистрирующим наработку с учетом фактических нагрузок. не имеется Маркировка агрегатов, изделий, блоков должна быть четкой, соответствовать принятым стандартам и позволять Данного устройства Соответствует легко определять местонахождение их на полумонтажных схемах и непосредственно на нагнетателе. 1. Расчет коэффициента соответствия требованиям эксплуатационной технологичности производится по следующей формуле: K ЭТ N НСТ 100%; N СТ где NСТ – количество требований, которым должен соответствовать объект анализа, NНСТ – количество параметров, по которым объект анализа соответствует требованиям. K ЭТ 9 100% 64 %. 14 Конструкция нагнетателя НЦ – 16 соответствует требованиям эксплуатационной технологичности на 64%. 2. Количественный анализ будет проводиться для операции установка уплотнений нагнетателя. При проведении качественного анализа эксплуатационной технологичности были выявлены недостатки конструкции нагнетателя, вследствие чего предлагаются следующие мероприятия по их устранению: – следует попытаться заменить соединения с контровкой на сомоконтрящиеся; 49 – пересмотреть конструкцию нагнетателя с точки зрения удобной постановки уплотнений вала; – оборудовать нагнетатель устройством, регистрирующим наработку с учетом фактических нагрузок (в нынешних условиях развития вычислительной техники считаю рациональным оборудовать нагнетатель ЭВМ для учета и обработки параметров двигателя во времени и последующей выдачи ее в графическом или текстовом виде на устройства вывода информации). 3.9 Количественный анализ ремонтной технологичности конструкции нагнетателя НЦ-16 Объектом количественного анализа ремонтной технологичности выбирается масляное уплотнение нагнетателя, так как данный узел не отрабатывает свой назначенный ресурс (35000 часов) и подлежит замене в процессе эксплуатации. Количественный анализ ремонтной технологичности постановки масляного уплотнения проводим путем получения значений единичных показателей. Расчет единичных показателей производится на основании данных хронометража работ по сборке масляного уплотнения. Данные по хронометражу работ приведены в таблице 6. Таблица 6 – Данные хронометража работ по сборке масляного уплотнения нагнетателя Содержание работ Количество Время Трудоемкость, исполнителей выполнения, чел.-ч. Поза исполнителя ч. 1 1. Распаковка пакета масляного 2 3 4 5 1 0,30 0,30 Стоя, уплотнения. 2. Комплектация и осмотр деталей. руки горизонтально 1 0,20 0,20 Стоя, руки горизонтально 3. Установка в крышке нагнетателя 1 0,12 штифтов. 0,12 Стоя, горизонтально 50 руки 4. Установка на втулку лабиринтного уплотнения резиновых 1 0,12 0,12 колец Стоя, руки горизонтально уплотнения. 5. Установка штифтов в лабиринтную 1 0,10 0,10 втулку. 2 0,15 0,30 уплотнения в крышку нагнетателя 7. Установка приспособления для 8. Запрессовка лабиринтную втулку в 1 0,15 0,15 руки Стоя, руки горизонтально 1 0,25 0,25 корпус нагнетателя Стоя, руки горизонтально 9. Установка на корпус масляного 1 0,12 0,12 уплотнения резиновых колец. корпус Стоя, горизонтально запрессовки лабиринтной втулки. Установка руки горизонтально 6. Установка втулки лабиринтного 10. Стоя, масляного 2 0,15 0,30 Стоя, руки горизонтально 1 0,15 0,15 запрессовки корпуса. 12. Запрессовка корпуса уплотнения. руки горизонтально уплотнения в корпус нагнетателя. 11. Установка приспособления для Стоя, Стоя, руки горизонтально 1 0,25 0,25 Стоя, руки горизонтально 13. Установка во внутреннее кольцо 1 0,12 0,12 штифт. 14. Установка внутреннего кольца в 1 0,15 0,15 1 0,40 0,40 1 0,15 0,15 1 0,12 0,12 2 0,15 0,30 Стоя, руки Стоя, руки Стоя, руки горизонтально 1 0,30 0,30 уплотнений в крышке нагнетателя. 20. Заключительная операция. руки горизонтально крышку нагнетателя. 19. Запрессовка и фиксация крышки Стоя, горизонтально уплотнения резиновых колец. 18. Установка крышки уплотнения в руки горизонтально корпус уплотнения. 17. Установка в канавки крышки Стоя, горизонтально колодок с помощью винтов. 16. Установка внешнего кольца в руки горизонтально корпус уплотнения. 15. Установка во внешнее кольцо пяти Стоя, Стоя, руки горизонтально 1 0,15 0,15 Стоя, руки горизонтально Под легкосъемностью понимается приспособленность уплотнения к замене комплектующих изделий при минимальном объеме дополнительных операций. Легкосъемность характеризуется показателем легкосъемности Кл: 51 Кл 1 Т доп , Т зам где Тдоп – доля дополнительных работ, (чел.-ч), Тзам – общий объем работ по замене, (чел.-ч). Взаимозаменяемость характеризуется показателем взаимозаменяемости Кв, который определяет долю работ по подгонке размеров устанавливаемых деталей Тпод (чел.-ч.) в общей трудоемкости операций Тобщ. КВ 1 Т под , Т общ где Тпод – доля работ по подгонке работ, (чел.-ч), Тобщ – общая трудоемкость операции, (чел.-ч). Под удобством работ понимается приспособленность масляного уплотнения к выполнению работ в удобной для исполнителя позе. В зависимости от вынужденной позы, принимаемой исполнителем во время работы, требуется различное время для выполнения одной и той же операции, т.е. имеет место различная производительность труда. Удобство работ характеризуется показателем Куд, который определяет долю работ, выполняемых в неудобной позе tНП (ч), в общем объеме работ ti (ч). КУД 1 КУД 1 t t НП ; i k t t ПТ i , i где tНП – время выполнения работ в неудобной позе, ч; ti – общее время работ, ч; kПТ – коэффициент снижения производительности труда. Стоя, руки горизонтально – kПТ=0. Произведем расчет, подставляя значения в соответствующие формулы. Номера дополнительных работ: 1, 2, 7, 11, 20; Номера монтажно-демонтажных работ: 6, 8, 10, 12, 14, 15, 16, 18, 19. TОБЩ Т зам 4,05 , ч; 52 КЛ 1 0,95 0,76 ; 4,05 КВ 1 0 1; 4,05 K УД 1 4,05 0 1. 4,05 Рассчитываются оценочные показатели ремонтной технологичности: Кi Ki K iэ , где K i реальное и K iэ нормативное значения показателей. Если K i <1, принимается решение о необходимости совершенствования конструкции нагнетателя. Если отсутствуют нормативные значения показателей, то реальное значение показателей сравнивают с величиной 0,9. Из количественного анализа ремонтной технологичности следует, что конструкция нагнетателя имеет следующие показатели: КЛ=0,76<0,9; КВ=1>0,9; Куд=1>0,9. Показатель легкосъемности не удовлетворяет нормативному значению. Предлагается усовершенствовать конструкцию нагнетателя, а именно масляных уплотнений, путем объединения сборочных единиц, запрессовываемых в крышку нагнетателя, что приведет к сокращению времени на дополнительные работы по установке и снятию приспособлений. 53 ЗАКЛЮЧЕНИЕ Одной из важнейших характеристик газоперекачивающих агрегатов (ГПА) является надежность. Надежность ГПА как единого целого определяется надежностью его элементов, обслуживающих его систем и характером их взаимодействия. 1. При проведении анализа выяснилось, что больше всего отказов приходится на вал нагнетателя. Из распределения отказов следует, что на износ приходится 28,5% всех отказов. На динамические разрушения, старение, эрозионный износ, и прочие приходится 14,3%. Необходимо увеличить износостойкость трущихся пар, увеличить динамическую прочность баббитовой заливки колодок подшипника. Также необходимо повысить контроль со стороны инженерно-технического персонала за качеством проводимых работ по центровке нагнетателя с двигателем и работ по монтажу деталей маслосистемы. По происхождению отказов на долю конструктивно-производственных отказов приходится 71,5%, а на долю нарушения правил эксплуатации 28,5% отказов. Так как подавляющее число отказов являются конструктивно- производственными, то следует обратить наибольшее внимание на технологию сборки и культуру производства узлов нагнетателя. Также большое количество отказов, связанно с нарушением правил эксплуатации. Это связанно с тем, что работы по техническому обслуживанию производятся специалистами низкой квалификации. Поэтому необходимо повысить контроль работ по обслуживанию при эксплуатации. 2. Для дальнейшего исследования выбирается износ торцевого уплотнения, так как именно на него приходится наибольшее количество отказов. 54 СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ 1. Обобщение опыта эксплуатации КС с турбоагрегатами ГПА-Ц-16: Обз.инф. // Газовая промышленность. Серия: Транспорт и хранение газа. М.: ВНИИЭгазпром, 1985. Вып.6. 55 с. 2. Газотурбинный двигатель со свободной турбиной НК-16СТ: Техническое описание 16.000.000.ТО. Сумы,1981.220 с. 3. Временная инструкция по эксплуатации и техническому обслуживанию двигателя НК-16СТ. 16.000.000ИЭ. Сумы, 1981. 246 с. 4. Газотурбинные установки [Текст] : учеб. пособие / В. В. Корж. – Ухта : УГТУ, 2010. – 180 с., ил. 5. Совершенствование технологического процесса обслуживания, ремонта и испытания авиационной техники: Методическое указание по дипломному проектированию/СГАУ; составитель И.М. Макаровский. Самара, 2001–16 с. 6. Техническое обслуживание и ремонт авиационной техники: Методические указания по курсовому проектированию/ СГАУ; составитель И.М. Макаровский. Самара, 1994 – 20 с. 7. Исследование причин появления неисправностей авиационной техники: Методическое указание к курсовому и дипломному проектированию/СГАУ; составители Н.Н. Игонин, Г.А. Новиков. И.Г. Старостин. Куйбышев, 1984–29 с. 55
