Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследования 14
1.1. Развитие систем для определения технического состояния механизмов и машин на основе анализа вибрации 14
1.2. Особенности методов контроля технического состояния на основе анализа вибрации 16
1.2.1. Контроль уровня вибрации - мониторинг 17
1.2.2. Определение технического состояния по анализу вибросигнала 18
1.3. Различные подходы при определении технического состояния 18
1.3.1. Эмпирическое направление в определении технического состояния 19
1.3.2. Математическое моделирование при оценке технического состояния 21
1.4. Особенности определения технического состояния трибо-сопряжений ротор—подшипники скольжения на жидкостной смазке 23
1.4.1. Особенности виброактивности опор жидкостного трения роторов 24
1.4.2. Традиционные методики определения технического состояния трибосопряжений ротор-подшипник жидкостного трения 29
1.4.3. Особенности моделирования динамики трибосопряжений ротор-подшипник жидкостного трения 31
1.4.4. Преимущества математического моделирования при оценке технического состояния опор скольжения 36
1.4.5. Выбор объекта исследования 37
1.4.6. Задачи исследования 42
2. Расчет динамики трибосопряжения ротор - подшипник скольжения с ПВ втулкой 44
2.1. Обоснование расчетного исследования 44
2.2. Исследование вынуждающих факторов вибрации 45
2.2.1. Силовое возбуждение 45
2.2.2. Кинематическое возбуждение 47
2.3. Расчетная схема трибосопряжения ротор - подшипник с ПВ втулкой 48
2.4. Расчет нелинейных колебаний подвижных элементов трибосопряжения ротор - подшипник с ПВ втулкой 51
2.4.1. Дифференциальные уравнения движения 51
2.4.2. Обобщенное Уравнение Рейнольдса для расчета давлений в смазочном слое 54
2.4.3. Профилирование поверхности подшипника 55
2.4.4. Граничные условия для давлений в смазочном слое 56
2.4.5. Уравнения расхода и теплового баланса 57
2.5. Исследование динамики трибосопряжения ротор - подшипник с ПВ втулкой 58
2.5.1. Исследование динамики трибосопряжения с учетом не-круглостей опорных поверхностей 59
2.5.2. Исследование динамики трибосопряжения с учетом увеличения зазоров в подшипнике 73
2.5.3. Исследование динамики трибосопряжения с учетом увеличения дисбаланса шипа 81
2.5.4. Спектральный состав теоретических сигналов 81
3. Экспериментальное исследование вибрации опор ротора турбокомпрессора 94
3.1. Лабораторная установка 94
3.1.1. Существующие конструкции стендов для проверки ТК 94
3.1.2. Применяемые подшипники турбокомпрессора 100
3.2. Измерение вибраций на лабораторной установке 102
3.2.1. Измерительная система 102
3.2.2. Калибровка измерительной системы 111
3.2.3. Измерение вибрации опор ротора ТК на стенде 112
3.3. Предварительная обработки вибросигнала 114
3.4. Статистическая обработка сигнала 115
3.5. Обработка результатов измерения вибрации опор ТК 118
4. Обоснование применения фазовых портретов для определения технического состояния трибо- сопряжений ротор-подшипник скольжения с ИВ втулками 121
4.1. Определение состояния на основе линейных моделей 121
4.1.1. Линейная модель вибрации 121
4.1.2. Определение технического состояния трибосопряжений ротор-подшипники на основе спектрального и частотного анализа 124
4.2. Возможность применения фазовых пространств для решения задачи диагностики 128
4.2.1. Задача динамики трибосопряжения ротор - подшипник с ПВ втулкой ТК 128
4.2.2. Исследование уравнений движения в фазовом пространстве 129
4.3. Обоснование применения метода фазовых портретов для определения технического состояния трибосопряжений ротор - подшипник с ПВ втулками 131
4.3.1. Порядок определения информативных характеристик 133
4.3.2. Определение связей наиболее информативных характеристик с параметрами технического состояния трибосопряжения и построение пространства технических состояний 134
4.4. Применение фазовой плоскости при определении технического состояния трибосопряжений ротор - подшипник с ПВ втулкой 135
4.5. Разработка диагностической модели с применением фазовых плоскостей 138
4.5.1. Особенности построения фазовых портретов вибросигналов трибосопряжения ротор - подшипник скольжения с ПВ втулкой 138
4.5.2. Поиск информативных характеристик фазовых портретов для отклонений технического состояния от нормативных значений параметров состояния 140
4.5.3. Пространство технических состояний 147
4.6. Определение предельных значений параметров состояния и эффективности разработанного метода 152
4.7. Основные выводы и рекомендации по оценке технического состояния трибосопряжения ротор-гидродинамический подшипник скольжения с ПВ втулкой с применением метода фазовых портретов 153
Заключение 158
Литература 160
Приложения
- Особенности методов контроля технического состояния на основе анализа вибрации
- Исследование вынуждающих факторов вибрации
- Существующие конструкции стендов для проверки ТК
- Определение технического состояния трибосопряжений ротор-подшипники на основе спектрального и частотного анализа
Введение к работе
Актуальность темы. В автомобиле- и тракторостроении для повышения мощности дизельных двигателей применяются системы наддува с малоразмерными турбокомпрессорами (ТК). Решающим фактором их безаварийной работы является техническое состояние подшипников ротора, отличительная особенность которых - наличие промежуточных элементов в виде плавающих невращающихся (ПН) или вращающихся (ПВ) втулок. Такие конструкции подшипников являются двухслойными (с двумя смазочными слоями), и за счет этого удается обеспечить устойчивость ротора при повышенных частотах вращения.
Однако характеристики устойчивости ротора могут изменяться в зависимости от параметров технического состояния трибосопряжения ротор-подшипник скольжения. При определенных значениях параметров трибосопряжения ротор теряет устойчивость, ухудшаются гидромеханические характеристики, и происходит аварийный выход из строя всей турбомашины. Как правило, при производстве и ремонте ТК состояние подшипников ротора косвенно контролируют по перепаду давления масла на входе и выходе. Это является единственным методом их безразборной диагностики. Его низкая достоверность приводит к тому, что до 15% исправных агрегатов направляются в повторный ремонт, а в процессе производства - бракуются. Работоспособность подшипников подтверждается только после разборки ТК. В то же время есть основания считать, что для оценки технического состояния подшипников можно применять методы и средства анализа вибрационного сигнала, снятого с корпуса ТК.
Методы, основанные на анализе вибрации корпуса объекта, являются наиболее простыми и перспективными при переходе от эксплуатации по заранее назначенному ресурсу к эксплуатации и техническому обслуживанию объектов машиностроения по данным систематического безразборного контроля параметров -технического состояния. Ущерб, причиняемый аварийными остановами, периодическими профилактическими осмотрами механического оборудования, в несколько раз превышает затраты на создание и внедрение систем и методов безразборной оценки технического состояния. Например, их внедрение увеличило срок службы роторных машин обогатительного оборудования железорудного карьера в 2...5 раз, снизило затраты энергии на 15%. По данным Scientific Atlanta и ежегодно публикуемым сведениям министерства энергетики США при внедрении обслуживания оборудования по техническому состоянию происходило снижение удельных затрат примерно на 10% в энергетике, в нефтехимической промышленности на 25 - 30%, на военно-морском флоте на 35 - 40% [147].
Процесс определения технического состояния по анализу вибрации предполагает решение задачи динамики, которая связана с определением причин (сил), вызывающих движение по известным характеристикам, законам движения.
Хотя возможности методов анализа вибрационных сигналов корпуса турбо-машины для оценки технического состояния трибосопряжений с ПВ втулками не исследованы, для обычных гидродинамических подшипников (подшипников с одним смазочным слоем) они изучены достаточно хорошо. При этом достаточно хорошо исследована динамика шипа и втулки в корпусе подшипника, но жесткость опоры и отклонения профиля поверхностей трения при этом не учитываются.
Исследование колебаний однослойных подшипников традиционно базируется на спектральном анализе вибросигналов с корпуса подшипника, при котором отслеживается рост компонент спектра в определенных частотных диапазонах. Пространство диагностических признаков дефектов подшипников скольжения ограничивается небольшим числом характеристик, реагирующих на грубые неисправности, когда распознать дефект можно лишь при его значительном развитии. Следовательно, традиционные системы вибродиагностики подшипников скольжения работают, по существу, в режиме аварийного выключателя.
Для оценки технического состояния может быть применен метод, основанный на анализе фазовых портретов вибросигналов. Метод известен в теории колебаний для исследования нелинейных динамических систем.
Существуют несколько предпосылок для применения метода фазовых портретов к анализу вибросигналов корпуса подшипника с ПВ втулкой с целью оценки динамики и технического состояния трибосопряжений ротор-подшипники. Первое: известно, что названная динамическая система является нелинейной, реакции в смазочных слоях зависят от взаимного положения и скорости поверхностей, ограничивающих эти слои. Второе: на фазовом портрете отображается сразу две характеристики движения, что дает возможность получить больше информации о поведении системы, чем при спектральном анализе, где используется только одна составляющая движения. Третье: по известным характеристикам движения необходимо получить параметры системы ротор-подшипник, что является обратной задачей метода фазовых пространств и первой задачей динамики.
В этой связи применение метода фазовых портретов вибросигналов для анализа динамики и оценки технического состояния трибосопряжений ротор-подшипники скольжения с ПВ втулками представляется актуальным.
Работа выполнялась в рамках Комплексной программы фундаментальных исследований проблем машиностроения, механики и процессов управления УрО РАН на 1995 - 2005 год по разделу 2 - «Машиностроение и технологии». Направление 2.3.3 - «Механика деформируемых, перспективных материалов, конструкций и сооружений, трибология».
Цель исследования заключается в обосновании применения метода фазовых портретов вибросигналов корпуса турбомашины для анализа динамики и оценки технического состояния трибосопряжений ротор-подшипники скольжения с плавающими вращающимися втулками, что обеспечит выявление типовых повреждений опор и количественную оценку степени развития дефектов.
-Научная новизна
1. В разработанной модели динамики трибосопряжения ротор-гидродинамический подшипник с ПВ втулкой предусмотрена возможность учета влияния на уровень колебаний подвижных элементов системы жесткости корпуса и отклонений профилей поверхностей, ограничивающих смазочные слои, от идеальной (круглоцилиндрической) формы.
2. На примере турбокомпрессора теоретически и экспериментально обоснована возможность применения метода фазовых портретов вибросигналов корпуса роторных машин для оценки технического состояния трибосопряжений ротор-подшипники скольжения с ПВ втулками.
3. Получены наиболее информативные характеристики фазовых портретов вибросигналов, соответствующие типичным дефектам ротора и подшипника с ПВ втулкой (увеличенные дисбаланс ротора и диаметральные зазоры, неидеальная геометрия поверхностей подшипников).
4. На основании динамики подвижных элементов трибосопряжения ротор-гидродинамический подшипник с ПВ втулкой выявлены закономерности изменений характеристик фазовых портретов вибросигналов, полученных с корпуса роторной машины, в зависимости от изменений параметров технического состояния подшипника.
Достоверность полученных результатов обосновывается: строгостью используемого в работе математического аппарата; сопоставлением результатов расчетов и экспериментов; применением апробированных экспериментальных методов изучения виброактивности подшипников скольжения с использованием современных средств измерений и обработки сигналов вибрации.
Практическая значимость работы. Разработанный метод оценки технического состояния системы ротор-гидродинамические опоры с ПВ втулками позволяет на основе анализа фазовых портретов вибросигналов корпуса роторной ма --шины контролировать качество изготовления и ремонта подшипниковых узлов, проводить их предремонтную диагностику.
Широко применяемый при проектировании и доводке конструкций опор скольжения с ПВ втулками программный комплекс «Ротор» (свидетельство об официальной регистрации программы для ЭВМ № 980414, 1998г.) дополнен блоком, обеспечивающим возможность расчета гидромеханических характеристик трибосопряжений при неидеальных профилях опорных поверхностей втулки и корпуса.
Реализация. Разработанный метод оценки технического состояния на основе анализа фазовых портретов внедрен для диагностирования подшипников механизмов на АО «ЧТПЗ». Программный комплекс «Ротор» используется в ГСКБ «Трансдизель» при проектировании и доводке конструкций малоразмерных турбомашин с трибосопряжениями ротор-подшипники с ПВ втулками. Метод и оборудование для оценки технического состояния на основе анализа фазовых портретов вибросигналов используются при проведении лабораторных работ по курсу: «Вибродиагностика механизмов» для специальности 150200 «Автомобили и автомобильное хозяйство».
Внедрения подтверждены соответствующими актами.
Апробация работы. Основные положения диссертации доложены и обсуждены на международных и всероссийских конференциях: II, III, IV, V международной научно-технической конференции «Вибрационные машины и технологии» (Курский ГТУ, 1995 - 2001), Asia-Pacific Vibration Conference (Seul, 1997; Singa-poure, 1999), International Conference on Vibration Engineering (Dalian, China, 1998), XVII Международной межвузовской школе семинаре «Методы и средства технической диагностики» (Йошкар-Ола, 2000), XXII Российской школе по проблемам науки и технологий (Миасс: МНУЦ, 2002) и научно-технических конференциях Южно-Уральского государственного университета (Челябинск, 1995 - 2002).
На защиту выносятся следующие основные научные результаты.
1. Разработанная модель динамики трибосопряжения ротор-гидродинамический подшипник с ПВ втулкой, учитывающая жесткость корпуса роторной машины и отклонение формы поверхностей, ограничивающих смазочные слои, от идеальной круглоцилиндрической.
2. Установленные закономерности изменения динамических характеристик подвижных элементов трибосопряжения ротор-гидродинамический подшипник с ПВ втулкой при отклонениях формы поверхностей подшипников от идеальной (круглоцилиндрической).
3. Полученные результаты исследований по обоснованию применения метода фазовых портретов вибросигналов корпуса роторной машины для оценки технического состояния трибосопряжения ротор-гидродинамический подшипник с ПВ втулкой.
4. Выявленные диагностические признаки дефектов трибосопряжения ротор-гидродинамический подшипник с ПВ втулкой на примере малоразмерной турбо-машины.
5. Разработанное пространство диагностических признаков дефектов трибо-сопряжений ротор-подшипник с ПВ втулкой, позволяющее определять их техническое состояние и оценивать степень развития дефектов.
Публикации. Основные положения диссертации опубликованы в 9 статьях. Получен патент РФ № 2187086: «Способ определения состояния объектов при вибродиагностике».
Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, библиографического списка, включающего 154 источника, приложения; изложена на 176 страницах машинописного текста; содержит 52 рисунка, 5 таблиц. В приложение включены вспомогательные материалы и акты внедрения результатов работы.
- В первой главе проанализированы особенности систем оценки технического состояния на основе анализа вибросигналов и современное состояние проблем расчета динамики трибосопряжений ротор - подшипник скольжения с ПВ втулкой. Рассмотрены различные подходы к оценке состояния механизмов по анализу вибрации. Выполнен обзор литературы, посвященный динамике опор скольжения с плавающими вращающимися втулками и динамике опор с отклонениями профиля подшипника от круглого, а также оценке технического состояния гидродинамических подшипников скольжения на основе анализа вибросигнала. Сформулированы задачи исследования.
Во второй главе проведено расчетное исследование динамики подшипника турбокомпрессора с плавающей вращающейся втулкой. Приведена нелинейная математическая модель расчета динамики подвижных элементов указанного трибосопряжения, которая позволяет учитывать его конструктивные особенности, жесткость корпуса и неидеальность геометрии смазочных слоев. Показаны результаты исследования опоры ротора турбокомпрессора ТКР7С для таких дефектов, как увеличивающиеся наружный и внутренний зазоры, дисбаланс ротора, неидеальность геометрии опоры. Выявлены частотные диапазоны проявления дефектов в колебаниях корпуса опоры, определено влияние изменений параметров технического состояния на нелинейную динамику опоры.
В третьей главе описаны методы и средства экспериментального исследования виброактивности подшипников турбокомпрессора ТКР7С с ПВ втулками. Проведен статистический и спектральный анализ при различных технических состояниях трибосопряжения ротор - подшипник с ПВ втулкой на примере опоры ротора ТКР7С. Сделаны выводы о несостоятельности традиционных методов для оценки технического состояния подшипников с ПВ втулками.
В четвертой главе приводится обоснование применения анализа фазовых портретов вибросигналов корпуса турбомашины для оценки технического состояния трибосопряжений ротор - гидродинамический подшипник с ПВ втулками. На --основе экспериментального и теоретического исследований виброактивности трибосопряжения определены возможности использования характеристик фазовых портретов в качестве информативных характеристик неисправностей подшипникового узла с ПВ втулкой, а также наиболее информативных из них связаны непосредственно с параметрами состояния и построено пространство технических состояний объекта исследования. Разработаны рекомендации для применения результатов работы на предприятиях по производству и ремонту ТК.
В заключении кратко подводятся итоги выполненного исследования, а в приложении помещены вспомогательные материалы и материалы, подтверждающие использование результатов работы.
Особенности методов контроля технического состояния на основе анализа вибрации
Любая методика определения технического состояния по вибрации основывается на анализе вибросигнала (чаще всего виброускорение), снимаемого с датчика, установленного на корпус машины. Существующие системы контроля технического состояния на основе вибросигнала судят о присутствии неисправности по наличию и степени проявления в нем диагностических признаков. Диагностическим признаком является определенное изменение информативной характеристики вибросигнала при появлении и развитии дефекта. Существует словарь известных диагностических признаков большого числа дефектов машин и механизмов, в том числе для подшипников скольжения на гидродинамической смазке, составленный на основании опыта применения вибродиагностики [70, 71]. Для каждого признака определяются допустимое значение (граница исправного и дефектного состояния) и предельное значение (граница дефектного и аварийного состояния) информативной характеристики. Эти значения назначаются согласно опыту эксплуатации машины в процессе внедрения системы диагностики или рассчитываются на основе математических моделей, которые описывают динамику диагностируемого объекта. Таким образом, обнаружение неисправности происходит путем анализа вибросигнала. Далее устанавливается вид этой неисправности, оценивается степень ее развития и может быть спрогнозировано время достижения критического состояния [2, 36, 70, 71].
На основании выше сказанного можно говорить о двух подходах к определению технического состояния: об эмпирическом подходе или мониторинге и о подходе, основанном на математическом моделировании и исследовании динамического поведения объекта.
Объектами мониторинга являются, прежде всего, машины и оборудование - источники вибрации. Отличительной особенностью таких объектов можно считать наличие в них колебательных сил, возникающих, например, при движении отдельных узлов или потоков жидкости (газа), при действии переменных электромагнитных полей. Только в редких случаях объектами мониторинга может быть оборудование, не являющееся источником колебательных сил и вибрации, но по которому распространяется вибрация от другого источника [30, 36, 55, 59, 68, 69, 70, 88, 141, 142, 144].
Назначением мониторинга является обнаружение изменений вибрационного состояния контролируемого объекта в процессе эксплуатации, причинами которых во многих случаях являются дефекты.
Мониторинг машин и оборудования проводится, прежде всего, по низкочастотной и среднечастотной вибрации, хорошо распространяемой от места формирования до точек ее контроля. Число таких точек может быть сведено к минимуму (до одной - двух на каждый объект мониторинга, имеющий общий корпус), а вибрацию можно измерять без изменения режима работы объекта. В системе мониторинга, если она не включена в систему быстродействующей аварийной защиты, можно использовать аппаратуру с одним каналом измерения вибрации, к которому последовательно подключают все используемые датчики вибрации. Эти меры позволяют существенно уменьшить стоимость системы мониторинга без снижения достоверности получаемых результатов. [30, 36, 68,69,70,87,88, 141, 144].
Объектами вибродиагностики являются те же машины и оборудование, которое охватываются системами вибрационного мониторинга. Более глубокий анализ вибрации чаще всего применяют для выходного контроля качества изготовления (ремонта) и сборки машин, их предремонтной дефектации или обнаружения дефектов и слежения за их развитием в процессе эксплуатации; при этом можно использовать разные методы анализа. В последнем случае диагностические измерения проводят без смены режима работы механизма.
В отличие от мониторинга назначением вибрационной диагностики в процессе эксплуатации оборудования является обнаружение изменений и прогноз развития не вибрационного, а технического состояния, причем каждого из его элементов, для которого существует реальная вероятность отказа в период между ремонтами. Для этого измеряют не только низкочастотную и среднечас-тотную, но и высокочастотную вибрации, а также используют более сложные, чем при мониторинге, методы анализа вибрации и динамические модели, позволяющие получать информацию в полном объеме. [30, 36, 57, 58, 67, 68, 69, 70,87,88,141, 144].
Исследование вынуждающих факторов вибрации
Основным источником вибрации опоры турбомашины является ротор. Остаточный дисбаланс (смещение центра масс ротора от оси симметрии) вращающегося ротора способствует появлению периодических центробежных сил. Кроме того, причинами, вызывающими вибрацию корпуса опоры могут служить технологические факторы, такие как дефекты изготовления и сборки, содержащие различные гармоники частоты вращения со ротора. Для турбокомпрессора также важны лопаточные частоты. Данные причины порождают сложный вибрационный процесс, который можно записать в следующем виде [29, 70]: F(0 = XF cos(b) (2.1) Другого рода вынуждающие факторы возникают в процессе эксплуатации. Растущий дисбаланс ротора и увеличивающийся зазор в подшипнике возбуждают колебания гидродинамических опор, как на роторных частотах, так и на субгармониках с дробной кратностью [29, 48, 70, 108].
Все перечисленные факторы приводят к появлению периодических вынуждающих сил с широким спектром, вызывающих колебания, которые нельзя описать с помощью линейных моделей.
Применительно к трибосопряжению ротор - подшипник скольжения на гидродинамической смазке с промежуточным элементом в виде ПВ втулки необходимо учитывать нелинейные силы, возникающие в смазочном слое при движении шипа и втулки. Очевидно, что такие силы оказывают значительное влияние на виброактивность опоры в целом. Их величина зависит от многих факторов, в том числе и от зазоров между поверхностями корпус - втулка и втулка - шип, а также от дисбаланса ротора.
Силы, возникающие при неисправностях лопаточного аппарата, проявляются на частотах равных произведению частоты вращения вала на количество лопаток колес турбины и компрессора. Поскольку рабочая частота вращения вала рассматриваемого турбокомпрессора около 1кГц, то лопаточные частоты лежат в районе 14 - 18кГц. При отсутствии грубых неисправностей (задевание за неподвижные части корпуса и т.п.) амплитуды лопаточных частот намного меньше амплитуд гармоник в районе частоты вращения и по этой причине не оказывают заметного влияния на силы возникающие в смазочном слое.
Неоднозначно на характере общей вибрации опоры сказывается отклонение формы профиля опорных поверхностей втулки и корпуса от круглой. В рассматриваемом подшипнике подобный вид отклонений (овальность, огранка) может считаться условно кинематическим возбуждением для вала и втулки. Условным его будем называть по той причине, что здесь возбуждение зависит не только от отклонения формы опорной поверхности, но и от параметров смазочного слоя. Тем самым, влияние неровностей на колебания шипа и втулки является нелинейным.
Отклонения формы профиля опорной поверхности должно быть учтено при описании толщины смазочного слоя. Отсюда будет учтено влияние названных отклонений на распределение давления в смазочном слое, а следовательно на взаимном положении подвижных элементов трибосопряжения. При вращении вала и втулки угол поворота для них меняется в соответствии с частотой их вращения. Зависимость отклонения профиля опорных поверхностей от времени имеет следующий вид: ft (О = Z rk2 sin(k27i(fr -fe) + ak2). (2.2) ft (О = ХЛз sin(2/z/ e +ak3)} где/г - частота вращения ротора,/ - частота вращения втулки. Вторая гармоника отклонения является овальностью, с третьей по шестую - гранность. Гармоники с 7 до 54 определяются как волнистость [70], далее микропрофиль. Указанные отклонения образуются в процессе изготовления деталей при вибрации заготовки и инструмента. Микропрофиль (шероховатость) кроме того, является естественным, за счет кристаллического строения металла.
Овальность ориентированная горизонтально или вертикально может возникать при износе поверхностей трения при их соприкосновении в результате повышенной вибрации и пусковых режимах.
Схемы ротора и опоры представлены на рис.2.1. На рис.2.1.а представлен ротор турбокомпрессора, который установлен в корпусе на двух опорах с ПВ втулками. В корпусе находится ПВ втулка, в свою очередь, внутри втулки находится шейка вала - шип. Корпус, втулка и шип разделены между собой двумя смазочными слоями. Шип радиусом г2 вращается по часовой стрелке со скоростью со2 вокруг оси проходящей через центр 02 (рис.2.1.6). Посредством смазочного слоя втулка с внутренним базовым радиусом г у и наружным радиусом Г] вовлекается во вращение со скоростью сої вокруг оси проходящей через центр 0\. Корпус опоры с базовым радиусом г0 считается не деформируемым, ось симметрии отверстия проходит через центр Оо На рис.2.2,а представлена схема систем координат опоры. Система OXY связана с неподвижным основанием и считается инерциальной системой отсчета. Системы координат 0 7, являются подвижными и связаны соответственно с корпусом подшипника, втулкой и шипом, ссі и а2 соответственно углы поворота подвижных систем отсчета относительно неподвижной, при этом считаем, что корпус не совершает угловых перемещений а0-0. S/ и 82 соответственно углы поворота линии центров OQOI относительно неподвижной системы координат OXY и линии центров 0\02 относительно системы координат втулки 02X2Y2. Координаты Х], у і - являются координатами центров соответственно корпуса Оо, втулки О і и шипа 02 в неподвижном пространстве OXY.
При составлении расчетной схемы рассматривается плоское движение подвижных элементов опоры. Предполагается, что детали опоры (корпус, втулка, шип) постоянно разделены между собой смазочными слоями. Основой метода решения нелинейной задачи динамики подшипникового узла турбокомпрессора является интегрирование системы дифференциальных уравнений движения центров шипа, втулки и корпуса относительно неподвижной системы координат ОХУ связанной с неподвижным основанием (см. рис.2.2.а).
Рассмотрим движение z -го элемента (см. рис.2.2.6), при условии, что подвижных элементов в опоре может быть несколько. Это позволит записать универсальную систему уравнений движения, позволяющую описывать динамику каждого элемента в неподвижном пространстве и в результате динамику опоры в целом.
Существующие конструкции стендов для проверки ТК
Диагностика ТК, как метод контроля его технического состояния должна включать: контрольно-сдаточные испытания на заводе - изготовителе, выполняемые с целью оценки качества изготовления; эксплуатационные испытания, выполняемые при технических обслуживань-ях двигателя. Эти испытания должны проводиться без снятия ТК с двигателя и предназначены для определения возможности работы турбокомпрессора до следующего обслуживания, или необходимости снятия его с двигателя и направления на ремонтное предприятие; предремонтные дефектовочные испытания ТК, выполняемые для определения узлов и деталей, пригодных к дальнейшему использованию. При отсутствии эксплуатационных испытаний, предремонтная диагностика призвана решить вопрос беразразборной дефектовки ТК в целом; послеремонтные контрольно-сдаточные испытания, подобные испытаниям на заводе изготовителе. В настоящее время метода оценки технического состояния опор малоразмерного турбокомпрессора по параметрам вибрации не существует. Состояние оценивают при контрольно-сдаточных испытаниях только на специализированных предприятиях по производству и ремонту на основе газодинамических параметров. Это является недостаточным, т.к. не возможно достоверно оценить состояние некоторых узлов, в частности подшипника турбокомпрессора. Реализация контрольно-сдаточных испытаний ТК осуществляется в основном на безмоторных стендах [13, 14, 81]. Это значительно удешевляет и упрощает процесс испытаний по сравнению с испытаниями непосредственно на двигателе. Но при этом можно отметить некоторые недостатки: невозможность точного моделирования условий работы ТК на ДВС; испытания являются сравнительными; контрольные точки параметров ТК задаются по образцовому ТК, обеспечивающему требуемые параметры при испытаниях; трудоемкость монтажных работ.
Экспериментальные установки для проведения испытаний ТК описаны в литературе [13, 14, 53, 76, 81, 135]. Стенды могут иметь механический или газовый привод. В силу экономичности и относительной простоты для испытания и обкатки ТК малой мощности преимущественное использование получили стенды с газовым приводом и с замкнутым контуром газо-воздушного тракта (рис.3.1). Для работы такого стенда необходимо минимум затрат, связанных лишь с запуском установки. Однако, узкий диапазон работы турбокомпрессора в режиме «сам на себя» по температурам газа ts=z400—700С, ограничение по степени повышения давления, а также отсутствие разрыва в газодинамической связи: турбина-компрессор не позволяют на таком стенде получать характеристики компрессора и турбины во всем рабочем диапазоне. Но для контрольных испытаний и диагностики в диапазоне давлений воздуха Рк 0.2 стенд успешно применяется.
Многообразие существующих схем и типоразмеров агрегатов наддува, объясняющееся широкой областью их применения и диапазоном развиваемых мощностей (от 3 до 3000 кВт), предопределило многообразие схем безмоторных стендов контроля и обкатки.
Стенды, выполненные по первой схеме, применяются для обкатки ТК большого типоразмера мощностью от 50 до 3000 кВт, для которых стенд обкатки с газовым приводом не приемлем из-за низкой экономичности, так как требует больших расходов воздуха.
Стенд с газовым приводом и открытым контуром в настоящее время нашел наибольшее распространение для обкатки ТК малой мощности от 3 до 50 кВт. Основным преимуществом этого стенда является возможность снятия характеристик турбины и компрессора во всем диапазоне работы. К его недостаткам следует отнести неоправданно большие затраты энергии на сжатие воздуха собственного компрессорного узла.
Существуют стенды, которые сочетают в себе схемы с открытым и закрытым контурами, они называются смешанными. Эти стенды обеспечивают все необходимые требования, предъявляемые к испытаниям и настройке турбомашин. В условиях настоящих испытаний характеристики турбины и компрессора не снимаются. Тогда целесообразно осуществлять эксперимент на стенде с замкнутым циклом.
Обкаточный стенд, работающий по схеме замкнутого контура наиболее экономичен. Для его работы необходимо минимум затрат, связанных лишь с запуском установки. Однако, узкий диапазон работы турбокомпрессора в режиме "сам на себя" по температурам газа - tor= 400 - 700С, ограничение по степени повышения давления (для ТКР-11Н), а также отсутствие разрыва, в газодинамической связи турбина-компрессор не позволяют, на таком стенде снять характеристики компрессора и турбины во всем рабочем диапазоне. Поэтому стенд, работающий по замкнутому контуру, может быть применен для проведения контрольных испытаний и оценки технического состояния в диапазоне давлений воздуха Р 0,2.
Стенд, работающий по схеме смешанного контура, является симбиозом двух предыдущих. Рабочие характеристики такого стенда удовлетворяют всем требованиям, предъявляемым к испытаниям и настройке турбомашин. Расход дополнительного воздуха идет на подготовку газа при его расходе больше, чем GB.
Определение технического состояния трибосопряжений ротор-подшипники на основе спектрального и частотного анализа
Традиционно техническое состояние подшипников скольжения рекомендуют определять по положению половинной субгармоники путем точного отсчета частоты в спектре вибрационного сигнала корпуса. Таким способом можно судить о состоянии либо вала, либо вкладыша. При смещении частоты ближе к 0.4fr говорят о дефекте (износе) вкладыша, при смещении данной гармоники по частоте ближе к0.5/г судят о проблеме, связанной с дефектом вала.
Применительно к ТК информативным может являться высокочастотный диапазон возбуждаемой вибрации, где присутствуют k-ые гармоники частоты вращения ротора и гармоники, кратные числу лопаток колеса турбоагрегата. Эти частоты имеют ярко выраженный дискретный характер и на 20—30 дБ превышают уровень акустического шума. Кроме частот аэродинамического происхождения, в спектре высокочастотного диапазона проявляются частоты собственных колебаний лопаток. При их совпадении с гармониками ротора возникают резонансные режимы работы. При благоприятных условиях интенсивность резонансных колебаний превышает интенсивность колебаний аэродинамического происхождения [29, 32, 41, 49, 67, 126, 127, 129, 153].
При разрыве масляной пленки и контакте между валом и подшипником возникает низкочастотная вибрация на субгармониках частоты вращения ротора (например, 1/2 или 1/3 fr), а также в области средних и высоких частот на гармонических (kfr) и «дробных» гармонических частотах (1.5, 2.5, 3.5, ...уг. Это вызвано нарушением подачи и качества смазочного материала и сопровождается «скрипом», скачкообразным движением вала, повышением температуры подшипника, потерей устойчивости шипа. В таком случае реализация процесса может быть информативной (рис.4.2).
Если из общего вибропроцесса с помощью фильтра на собственной частоте подшипникового узла выделить узкополосный сигнал x(t), то полученные временные реализации сигналов для нормального и дефектного состояний значительно отличаются между собой (см. рис. 4.2), и уже сами по себе могут быть использованы в качестве диагностических признаков дефектных состояний [9, 36]. Исправный подшипник характеризуется «спокойными», без выбросов временными реализациями, а появление заедания сопровождается нестационарными всплесками амплитуд узкополосного сигнала x(t). Чтобы количественно описать эти характерные изменения в вибросигнале, необходимо применить статистический анализ амплитуд вибросигнала x(t) и, в частности, вычислить значения эксцесса Е Для нормального состояния подшипника получаем Ek=0.04, характерное для гауссовского закона распределения вероятностей. Для дефектного состояния значение эксцесса существенно выше (Ek = 5.0), что говорит о высокой чувствительности коэффициента эксцесса как диагностического признака к явлению заедания в подшипнике скольжения.
Аналогичные результаты получаются, если вместо вибросигнала x(t) рассматривать его огибающую A(t). На рис.4.3 приведены гистограммы состоянии и указаны значения коэффициентов эксцесса для них. Из рисунка видно, что нормально функционирующий подшипник характеризуется распределением амплитуд огибающей, близким к рэлеевскому {Ek = 2.79). При заедании закон распределения резко отличается от рэлеевского, о чем говорит значение эксцесса = 9.4 [9, 36].
На основе вышесказанного понятно, что гидродинамические подшипники хорошо диагностируются при значительном развитии дефекта. Значительный дисбаланс, заедание или задир приводят к резкому изменению технического состояния опоры и в дальнейшем к быстрому выходу ее из строя. Такая диагностика приводит к тому, что системы основанные на ней работают в режиме аварийного выключателя.
Очевидно, что при диагностировании опор с ПВ втулками такие методы дадут еще большую неопределенность и низкую достоверность при разделении дефектов. Для анализа вибросигнала, полученного с корпуса нелинейного объекта, а именно двухслойной опоры, необходимо пользоваться нелинейной теорией, что подтверждено анализом экспериментальных данных. Задача диагностики подшипников скольжения относится к классу задач динамики, которые состоят в определении по известным параметрам движения причин, его вызывающих. В случае гидродинамического подшипника скольжения с промежуточным элементом в виде ПВ втулки данная задача состоит в том, чтобы по параметрам движения корпуса, втулки и вала определить воздействия, вызывающие колебания вала и втулки в подшипнике. Т.е. по кинематическим характеристикам вибрации определить причины, вызывающие или изменяющие ее.
Параметрами движения являются перемещение, скорость, ускорение корпуса, втулки и вала. Их значения могут быть получены с помощью датчиков виброускорения, установленных на корпусе подшипника.
Причинами, вызывающими колебания, являются дисбаланс вала, овальность, огранка, локальные дефекты поверхностей втулки и корпуса, а также нестабильности в смазочных слоях подшипника (масляные вихри, пузырьки газа, кавитация).
В точках контроля вибрации наблюдается совокупность действия различных сил, а для правильной оценки состояния механизма необходимо выделить влияние каждого фактора, т.е. установить соответствие между определенными параметрами вибрационных характеристик и количественными и качественными изменениями в механизме. Традиционный математический аппарат оказывается практически непригодным для решения данного класса задач.
Для определения причин, вызывающих вибрацию, необходимо знать силы, действующие со стороны вала, втулки и масляных слоев на корпус, что позволяет судить о величине дефектов. На рис. 4.4 показана диагностическая модель, связывающая между собой параметры движения и силовые воздействия.
