Содержание к диссертации
Введение
1 Насосные агрегаты, применяемое для ведения технологических процессов нефтепереработки
1.1 Классификация насосных агрегатов, их технические характеристики 9
1.2 Виды неисправностей центробежных насосных агрегатов 13
1.2.1 Дефекты основных конструктивных элементов центро бежного насоса
1.2.2 Дефекты вала центробежных насосов 17
1.3 Методы диагностики насосных агрегатов 22
1.3.1 Свойства вибросигнала насосного агрегата 25
1.3.2 Вибрационные методы диагностики насосных агрегатов 27
1.3.3 Влияние дефекта типа поперечной трещины на вибрацию ротора центробежного насоса
1.3.4 Вибрационные методы диагностики дефектов типа трещины на валу ротора
1.4 Методы определения модальных параметров 40
2 Лабораторная установка и средства проведения замеров вибросигнала
2.1 Описание лабораторной установки для проведения вибродиагностических исследований
2.2 Описание виброанализатора CSI 2115 и его программного обеспечения
2.3 Определение размера наносимого трещиноподобного дефекта на валу лабораторной установки
3 Исследование влияния трещиноподобного дефекта на вибрационные и модальные параметры роторной системы лабораторной установки 61
3.1 Выявление трещиноподобного дефекта на валу роторной системы лабораторной установки на основании спектрального анализа виброскорости 61
3.2 Диагностирование трещиноподобного дефекта на валу роторной системы на основании исследований собственных частот и форм колебаний в ПК ANSYS 67
3.3 Диагностирование трещиноподобного дефекта на валу роторной системы лабораторной установки на основании спектрального анализа виброускорения 71
4 Исследование модальных параметров роторной системы «вал - рабочее колесо» центробежного насоса типа НК
4.1 Построение твердотельной модели роторной системы «вал -рабочее колесо» центробежного насоса в SOLID WORKS
4.2 Определение собственных частот и форм колебаний роторной системы «вал - рабочее колесо» в ПК ANSYS
4.3 Определение характера влияния размера и местоположения трещиноподобного дефекта на модальные параметры роторной системы «вал — рабочее колесо» 98
5 Разработка методики диагностики дефектов типа поперечной трещины на валу ротора центробежного насоса в процессе эксплуатации на основании модального анализа и виброакустической диагностики
Основные выводы 106
Список литературы 108
Приложение А 118
- Вибрационные методы диагностики насосных агрегатов
- Определение размера наносимого трещиноподобного дефекта на валу лабораторной установки
- Диагностирование трещиноподобного дефекта на валу роторной системы на основании исследований собственных частот и форм колебаний в ПК ANSYS
- Определение характера влияния размера и местоположения трещиноподобного дефекта на модальные параметры роторной системы «вал — рабочее колесо»
Введение к работе
Актуальность работы !
Для обеспечения безотказной работы оборудования роторного типа предприятий нефтеперерабатывающей промышленности необходима своевременная и достоверная информация о его состоянии, наиболее эффективным методом получения которой является виброакустическая диагностика. При этом возможен переход к системе обслуживания по состоянию, что способствует увеличению межремонтного периода и сокращению эксплуатационных затрат, в среднем составляющих от 10 до 18 % стоимости конечной продукции.
Большая часть методов вибродиагностики служит для выявления повреждений, зачастую не позволяя с высокой степенью точности определять их причины и, соответственно, принадлежность дефектов конкретному конструктивному элементу. Особую сложность вызывает диагностирование дефектов типа поперечной трещины на валу ротора в процессе ее стабильного роста. Очевидно, что развитие трещины до критического размера, соответствующего ускоренному росту и последующему разрушению вала, может послужить причиной возникновения аварийной ситуации и дополнительных затрат при ремонте.
Существующие в настоящее время методы диагностирования поперечных трещин валов роторного оборудования базируются на исследованиях многих отечественных и зарубежных авторов: А-Г. Костюка, А-3. Зиле, К.Л. Израилева, Г.Н. Шульженко, В.А. Карасева, И. Майеса, А. Димарогоноса, Б, Грабовски, И, Имама и др. Большинство из этих методов основано на анализе амплитудно-частотных характеристик низкочастотных гармонических составляющих спектров вибросигнала. Диагностирование дефекта типа поперечной трещины при этом затруднено, так как характер ее влияния на вибропараметры насосного агрегата подобен неисправностям, соответствующим дисбалансу и перекосу осей валов насоса и электродвигателя. Как показали исследования К.Л. Израилева, А.З. Зиле, Г.Н. Шульженко, А.М. Акбердина, В. Дэвиеса, И. Имама, С. Азаро и др., диагностирование поперечных трещин также возможно на основе анализа вибрации в процессе выбега ротора на критических частотах, субгармонических резонансах на оборотной частоте, гамененіїя статистических характеристик зибросигнала в области Первой собственной частоты. Данные методы эффективны для выявления поперечных трещин, но вместе с тем требуют более точного її, дорогостоящего оборудования, высокой квалификации персонала. Вследствие этого применение их для диагностики центробежных насосных агрегатов (ЦНА), составляющих значительную часть оборудования роторного типа предприятий нефтеперерабатывающей про-
4 мышленности, нецелесообразно. Решение проблемы диагностирования поперечных трещин на валах центробежных насосов возможно на основании исследований модальных параметров роторной системы в качестве показателя ее технического состояния, так как собственные частоты очень чутко реагируют на изменение целостности конструкции.
Цель работы
Определение диагностических признаков степени развития и местоположения дефекта типа трещины на валу ротора центробежного насоса на основании исследований модальных параметров роторной системы и спектрального анализа колебаний в высокочастотной области.
Задачи исследования
-
Анализ причин разрушения валов роторов центробежных насосов в процессе эксплуатации.
-
Создание лабораторной установки, имитирующей простейшую ротационную машину, для проведения исследований роторной системы «вал - диск» вибродиагностическими методами.
-
Определение модальных характеристик роторной системы «вал - диск» лабораторной установки, соответствующих бездефектному состоянию вала, а также характера их изменения от размера и местоположения трещиноподобного дефекта методом конечных элементов с использованием программного комплекса (IIK)ANSYS.
-
Определение модальных характеристик роторных систем «вал - рабочее колесо» одноступенчатых консольных насосов, выбранных для исследований, а также влияния глубины и местоположения трещиноподобного дефекта на изменение их собственных частот колебаний. Выявление информативных частотных диапазонов проявления трещиноподобного дефекта.
-
Разработка алгоритма определения степени развития и местоположения дефекта типа поперечной трещины на валу ротора центробежного насоса на основании модального анализа и спектрального анализа колебаний в высокочастотной области, а также оценки остаточного ресурса вала с учетом выявленного размера дефекта.
Научная новизна
1. Для диагностики дефекта типа поперечной трещины на валу ротора центробежного насоса предложен комплексный анализ мод колебаний роторной системы и вибросигнала в высокочастотной области. Определено, что при появлении и развитии поперечной трещины изменяются собственные частоты строго опреде-
5 ленных информативных мод колебаний, которыми, например, для роторных систем одноступенчатых консольных насосных агрегатов являются третья, шестая, седьмая и девятая.
-
Получены экспоненциальные зависимости значений собственных частот информативных мод колебаний роторной системы от размера поперечной трещины. При развитии трещины до критического размера наблюдается уменьшение значений информативных собственных частот до ,20 % относительно бездефектного состояния.
-
Установлена зависимость амплитуд вибрации спектра среднеквадратичных значений (GIG) виброускорения в области собственных частот информативных мод колебаний роторной системы от стадий усталостного роста поперечной трещины. Идентификация диапазонов повышения амплитуд вибрации в области собственных частот информативных мод колебаний среди шумовой составляющей спектра GK3 виброускорения возможна на стадии, соответствующей началу стабильного роста трещины при достижении размеров от 3 до 5 % поперечного сечения вала. При этом развитие трещины до критического размера, соответствующего началу ускоренного роста, характеризуется увеличением амплитуд вибрации спектра СКЗ виброускорения в 4 раза относительно уровня шумовой составляющей.
Практическая ценность работы
Разработанная методика «Диагностирование дефекта типа поперечной трещины на валу ротора центробежного насоса в процессе эксплуатации на основе модального анализа и виброакустической диагностики» используется на предприятии ООО «НЕФТЕХИМИНЖЕНЕРИНГ», а также в учебном процессе кафедры «Технологические машины и оборудование» ГОУ ВПО УГНТУ в лекционном курсе по дисциплине «Основы ремонта и диагностики нефтегазового оборудования» специальности 130603 «Оборудование нефтег-зопереработки» и направления 150400 «Технологические машины и оборудование».
Апробация работы
Основные положения диссертационной работы докладывались и обсуждались На 59-й научно-технической конференции студентов, аспирантов й молодых ученых УГНТУ (г. Уфа, 2008 г.); Международной конференции «Научно-технические проблемы прогнозирования надежности и долговечности конструкций и методы их решения» (г, Санкт-Петербург, 2009 г.); Республиканской научно-технической конференции «Инновации, проблемы машиноведения, процессов управления и критических технологий в машиностроении РБ» (г. Уфа, 2009 г.); V Международной учебно-научно-практической конференции «Трубопроводный
транспорт - 2009» (г. Уфа, 2009 г.); Всероссийском научно-практическом семинаре «Энергоэффективнбсть и энергобезопасность на предприятиях промышленности и жилищно-комунального хозяйства» (г. Салават, 2010 г.); 4-й Международной научно-практической конференции «Инженерные системы - 2010» (г. Москва, 2010 г.); 7-й Международной заочной научно-практической конференции «Наука на рубеже тысячелетий» (г. Тамбов, 2010 г.).
Публикации
По теме диссертации опубликовано 9 научных работ, из которых две в ведущих рецензируемых научных изданиях в соответствии с перечнем ВАК Минобразования и науки Российской Федерации.
Объем и структура работы
Диссертационная работа состоит из введения, 5 глав, списка использованных источников, включающего 108 наименований, и приложений. Она содержит 146 страниц машинописного тексті, 44 рисунка, 19 таблиц, 6 приложения.
Вибрационные методы диагностики насосных агрегатов
Таким образом, информативными параметрами в такой модели колебаний являются значения амплитуд дискретных составляющих спектра на частоте вращения ротора и ее гармониках и скорость их изменения при увеличении наработки механизма. Амплитуды колебаний на роторных частотах определяются чаще всего величиной дисбаланса, несоосностью валов, кинематическими погрешностями и отношением критической частоты вращения ротора к рабочей частоте [14, 15, 38].
Модель полигармонического возбуждения колебаний в роторных агрегатах является удобной формой представления спектра колебательного процесса, позволяющего сконцентрировать внимание лишь на определенных частотах (kfr), кратных основной частоте возбуждения колебаний (fr) диагностируемого узла агрегата. Первичный процесс локализации источников повышенной виброактивности конструкции агрегата состоит именно в выявлении потенциальных источников возбуждения, вызывающих колебания на данной частоте.
Практика вибродиагностики [14, 38-41, 53] насосных агрегатов показала, что полигармоническая модель вибросигнала является лишь нулевым приближением в описании сложного колебательного процесса реального агрегата, хотя может с успехом использоваться в задачах локализации источников и в задачах диагностирования грубых дефектов типа разрушения лопаток турбины, деталей подшипников, поломки зубьев, вызывающих существенное увеличение уровня колебаний на определенных частотах. В работе реального агрегата вероятность абсолютного повторения с течением времени условий взаимодействия его деталей между собой и с внешней средой практически невозможна [14, 51 — 55].
Вибрационные методы диагностики насосных агрегатов Статистический анализ современного состояния служб вибродиагностики в промышленности показал, что большинство приборов и систем, применяемых службами вибродиагностики на предприятиях нефтепереработки, основано на спектральном анализе вибросигнала [11 - 15, 25, 37, 39 — 41, 56 - 60]. Такое применение обусловливается как простотой метода, так и его универсальностью. Сущность спектрального анализа основана на первичном Фурье-преобразовании входящего сигнала. Оно заключается в том, что непрерывный колебательный сигнал сложной формы, то есть сигнал, не имеющий разрывов, например, в результате случайных непредсказуемых воздействий, можно математически представить в виде суммы отдельных синусоидальных и косинусои-дальных гармоник с разными частотами и амплитудами. Другими словами преобразованием Фурье называется процесс вычленения из сложного сигнала простых взаимосвязанных гармонических синусоидальных колебаний .
Наряду с неоспоримыми достоинствами, это преобразование обладает и определенными недостатками [58]: - исходный сигнал заменяется на периодический; - при Фурье-преобразовании изменяющихся параметров процесса со временем (нестационарных процессов) для всего исследуемого сигнала получаются усредненные коэффициенты; - трудности при постановке диагноза и необходимость дополнительного применения вспомогательных методов и устройств. Погрешности изготовления и монтажа деталей, температурные изменения геометрических параметров деталей и зазоров в сочленениях, изменение вязкости смазки, искажение формы и качества поверхностей взаимодействующих деталей с наработкой, наконец, нестабильность оборотов вала двигателя, вызванная, например, нестабильностью частоты сетевого напряжения, и множество других случайных факторов приводят к флуктуациям амплитуд и размытию дискретных линий спектра полигармонических колебаний [38].
Методы, основанные на спектральном анализе входящего сигнала, позволяют выявлять неисправности насосного агрегата, зачастую не определяя причины ее появления, принадлежность конкретному конструктивному элементу, степень развития дефекта. Например, наиболее распространенной неисправностью является дисбаланс ротора, причинами которого могут быть: нессимет-ричное распределение масс ротора; дефекты рабочего колеса; термический дисбаланс; дефекты типа трещин на валу и др. При этом каждый из перечисленных дефектов при спектральном анализе оказывает влияние на одинаковые гармоники спектра гармонических составляющих, что осложняет его идентификацию. Одни из основных причины неисправностей и дефектов насосных агрегатов, а также их диагностические признаки представлены в таблице 1.3.
Для того чтобы однозначно идентифицировать какой-либо дефект, необходимо применение дополнительных операций по обработке вибросигнала, к примеру, анализ временной реализации, или проведение дополнительных замеров при различных режимах работы исследуемого агрегата, что не всегда является приемлемым в условиях производства. Также в процессе спектрального преобразования вибросигнала теряется информация о временном факторе и представление о динамике изменения спектрального состава сигнала.
Определение размера наносимого трещиноподобного дефекта на валу лабораторной установки
Но при этом также являются весьма трудоемкими и требуют специального оборудования. Большинство методов экспериментального модального анализа основано на анализе параметров вибрации между выходным откликом и входным возбуждением. Источником входного возбуждения в большинстве методов является ударный молоток со встроенным датчиком силы. Выходной отклик системы на внешнее возбуждение регистрируется посредством вибродатчиков (акселерометров), в свою очередь обработка результатов производится в специализированных программах, предназначенных для вычисления амплитуд ударных импульсов, длительности импульсов, интегралов импульса по времени (для датчиков ускорения это означает мгновенное изменение виброскорости), временную задержку между импульсами и отношение амплитуд импульсов. Такой метод оптимален на этапе проектирования и изготовления какого-либо изделия, когда каждый элемент конструкции может быть подвергнут контролируемому воздействию. В реальных условиях эксплуатации для сложных конструкций, зачастую не имеется возможности проведения традиционного модального анализа.
Описание более точных методов экспериментального определения модальных параметров колебаний можно найти в обзорах [86, 87]. Как отмечено в [86], за последнее несколько десятков лет получили развитие четыре основных метода модального анализа колебаний: - метод силового возбуждения нормальных форм колебаний; - метод анализа функции частотной реакции; - метод анализа реакции затухания по комплексной компоненте; - метод математических моделей вход - выход. При использовании каждого из отмеченных методов предполагается, что колебания исследуемого упругого тела под действием заданных сил можно приближенно описать системой обыкновенных дифференциальных уравнений, то есть колебания тела приближенно рассматриваются как колебания некоторой механической системы с конечным числом степеней свободы. Метод силового возбуждения нормальной формы колебаний - это самый ранний метод экспериментального анализа колебаний, применяемый для оценки модальных параметров конструкции. В нем впервые для оценки этих параметров стало использоваться многоточечное возбуждение. Метод силового возбуждения нормальной формы колебаний развивается в работах [88, 89]. Этот метод основан на поочередном выделении отдельных собственных форм колебаний конструкции и использовании результатов измерений, выполненных в малой окрестности резонансной частоты каждого тона. По разности собственных частот исследуемой и догруженной конструкции определяются искомые величины. Метод силового возбуждения нормальной формы колебаний не требует использования сложного математического аппарата, однако для его использования необходима достаточно сложная и громоздкая виброизмерительная аппаратура. Кроме этого, данный метод обладает еще одним существенным недостатком: он является резонансным и требует длительных испытаний в условиях резонанса, вызывая быстрый износ конструкции.
Метод анализа функции частотной реакции основывается на выражении этой функции в виде конечной суммы. Выражение для функции частотной реакции аналогично выражению для динамической податливости. При использовании данного метода измеряют функцию частотной реакции при возбуждении системы в одной или нескольких точках. Возбуждение может быть узкополосным или широкополосным, а также случайным или детерминированным. Полученные значения функции частотной реакции используются как входные данные в процедуре оценки модальных параметров колебаний. Основы данного метода изложены в работах [90, 91].
Методы анализа реакции затухания по комплексной экспоненте обычно основываются на использовании экспериментальных данных по затуханию свободных колебаний упругой системы, возникающих после ее выведения из положения равновесия. Отметим, что этот метод используется также для анализа данных, полученных при измерении функции импульсной реакции в различные моменты времени [92, 93]. Метод анализа математических моделей «вход — выход» для определения модальных параметров колебаний системы предполагает возбуждение системы посредством некоторых сил, измерение этих сил и реакции на их действие в различные моменты времени, а также использование результатов измерений при последующем вычислении модальных параметров. В последнее время был значительно развит метод, который по данным указанных выше измерений позволяет определять коэффициенты системы обыкновенных дифференциальных уравнений, приближенно описывающих колебания исследуемого упругого тела. После того как данным методом найдены неизвестные элементы матриц масс, жесткостей и коэффициентов демпфирования, модальные параметры колебаний определяются путем анализа решений полученной системы дифференциальных уравнений [94, 95].
В дополнение к аналитическим и экспериментальным методам определения модальных параметров упругих конструкций в последнее время широко используются численные методы модального анализа [96 - 98], быстрое распространение которых связано с появлением мощных вычислительных комплексов, таких как ANSYS, ABAQUS, NASTRAN и др., основанных на построении конечно-элементных моделей упругих систем. Использование данных программ позволяет избежать дорогостоящих и трудоемких натурных экспериментов.
Анализ наиболее распространенных аналитических и экспериментальных методов определения модальных параметров колебаний конструкций выявил следующие их недостатки: - посредством аналитических методов расчета возможно определение модальных параметров конструкций простой геометрической формы, получаемые результаты в большинстве случаев являются приближенными, сам процесс расчета является трудоемким; - экспериментальные исследования модальных параметров требуют специального дорогостоящего оборудования и также являются весьма трудоемкими. Помимо этого исследования проводятся в условиях резонанса, что может вызвать развитие дефектов конструктивных элементов конструкции.
Поэтому для определения модальных характеристик роторной системы насосного агрегата, исследований влияния дефекта типа поперечной трещины на изменение данных параметров и на основании этого выявление новых диагностических признаков такого рода дефектов было принято решение использовать программный комплекс ANSYS.
Диагностирование трещиноподобного дефекта на валу роторной системы на основании исследований собственных частот и форм колебаний в ПК ANSYS
Анализ современного технического оснащения лабораторий вибродиагностики промышленных предприятий показал, что большая часть измерительной аппаратуры и систем, основано на спектральном анализе входящего сигнала [58], что объясняется его простотой и универсальностью. В основе спектрального анализа лежит первичное Фурье-преобразование входящего сигнала, суть которого заключается в том, что почти любую периодическую функцию (в нашем случае - непрерывный колебательный процесс сложной формы) можно представить суммой отдельных гармонических составляющих (синусоид и косинусоид с различными амплитудами, периодами и, следовательно, частотами). Другими словами преобразованием Фурье называется процесс вычленения из сложного сигнала простых взаимосвязанных гармонических синусоидальных колебаний.
При оценке технического состояния насосных агрегатов методами вибродиагностики, основанными на спектральном анализе входящего сигнала в соответствии с международными и российскими стандартами и нормативно-техническими рекомендациями, в качестве нормируемых параметров в большинстве случаев применяют среднеквадратичное значение (СКЗ) виброскорости.
Диагностирование большой части дефектов и неисправностей насосных агрегатов осуществляется сравнением полученных в результате исследования спектров СКЗ виброскорости со спектрами, характерными исправному состоянию (эталонный спектр). Заключение о наличии и развитии какого-либо дефекта производится на основании анализа изменения амплитуды оборотной частоты и кратных ей гармоник. Поэтому на первом этапе исследований с целью определения влияния размера и местоположения трещиноподобного дефекта на характер изменения данных характеристик были проведены замеры СКЗ виброскорости в низкочастотном диапазоне колебаний от 0 до 500 Гц с числом линий в спектре 3200.
Как было упомянуто в предыдущей главе при описании лабораторной установки (см. рисунок 2.1), замеры вибрации осуществлялись в точках I и II в горизонтальном (Г) и вертикальном (В) направлениях при условии бездефектного состояния вала и с трещиноподобным дефектом различного размера и местоположения (сечения А-А, Б-Б).
Спектры СКЗ виброскорости представлены на рисунках 3.1 и 3.2. Анализируя полученные результаты, было определено, что при увеличении глубины трещиноподобного дефекта наблюдается плавный рост амплитуды гармоники оборотной частоты вращения вала и более интенсивный рост второй гармоники. Рост амплитуды первой гармоники наблюдается в пределах глубины трещины от 0 до 10 % от поперечного сечения вала, далее величина амплитуды практически остается постоянной. Причиной этого является то, что вибрация на оборотной частоте в основном зависит от изначальной неуравновешенности ротора из-за дефектов изготовления и монтажа, а незначительное увеличение амплитуды происходит из-за дополнительного прогиба в сторону трещиноподобного дефекта. Более интенсивный рост амплитуды второй гармоники есть следствие ассиметрии жесткости системы в результате воздействия эффекта «схло-пывания» трещиноподобного дефекта. Процесс вращения ротора с поперечной трещиной на валу сопровождается периодически меняющейся с частотой 2со жесткостью системы. Чувствительность второй гармоники оборотной частоты к наличию ПТ на валах роторных агрегатов является одним из ее диагностических признаков [12, 61 — 72, 104]. Величины амплитуд СКЗ виброскорости второй гармоники оборотной частоты вала для систем с различной глубинной трещиноподобного дефекта представлены в таблице 3.1.
Помимо интенсивного влияния на первую и вторую гармоники, рост глубины трещиноподобного дефекта приводит к появлению дополнительных компонент вибрационного сигнала на других гармониках оборотной частоты, увеличение уровня вибрации которых незначительно по сравнению с первой и второй. По спектру СКЗ виброскорости при расположении дефекта в сечении А (рисунок 3.1 а) видно, что в горизонтальном направлении наблюдается рост общего уровня вибрации с третьей по шестую гармонику, в вертикальном направлении (рисунок 3.1, б) - рост третьей и четвертой гармоник. Похожая картина имеет место и при трещиноподобном дефекте в сечении Б (рисунок 3.2).
Анализ полученных данных подтверждает необходимость и целесообразность использования средств вибродиагностики, основанных на спектральном анализе СКЗ виброскорости, для выявления и контроля зарождающихся и развивающихся ПТ на валу ротора центробежного насоса. Однако по результатам такого рода измерений сделать вывод о наличии либо отсутствии дефекта можно с определенной степенью вероятности. Высокое значение второй гармоники частоты вращения ротора может указывать на такие неисправности насоса как неуравновешенность ротора, несоосность соединения привода и редуктора (см. таблица 1.4), либо же на неравножесткость ротора. Кроме того, затруднено определение местоположения дефекта. Основным отличием спектров СКЗ виброскорости (рисунок 3.1 и 3.2) является лишь то, что трещиноподобный дефект в сечении А вызывает большие амплитуды вибрации по сравнению с дефектом в сечении Б.
Поэтому для более точной, однозначной идентификации дефекта типа ПТ на валу ротора центробежного насоса необходимо определение дополнительных диагностических признаков. Как описывалось в главе 2, помочь решению данной проблемы может более подробное изучение модальных параметров системы, так как одним из характерных признаков состояния конструктивного элемента является его собственная частота и форма колебаний. Известно, что появление какого-либо дефекта, нарушение целостности конструкции приводит к изменению ее собственных частот и форм колебаний.
Определение характера влияния размера и местоположения трещиноподобного дефекта на модальные параметры роторной системы «вал — рабочее колесо»
Учитывая выявленную в данной работе идентичность форм колебаний и равенство коэффициента кг уравнения (4.3) для одинаковых мод колебаний роторных систем насосов одного типоразмерного ряда, определив численными методами зависимость информативных собственных частот от местоположения и размера трещиноподобного дефекта на валу роторной системы только для одного из насосов, можно установить данные зависимости и для роторных систем других.
Экспериментально-измерительная часть методики, включающая в себя контролируемые параметры вибрации, нормативы уровней вибрации, требования к измерительной аппаратуре, выбор контрольных точек на ЦНА и методику измерений вибродиагностических параметров, проводится в соответствии со стандартной методикой по ГОСТ 20815-93, ГОСТ 30296-95, ГОСТ ИСО 10816-97 [14, 41]. Процесс обследования насоса вибродиагностическими методами на основании разработанной методики состоит в следующем.
На первом этапе проводится обследование насосного агрегата традиционным методом вибродиагностики, основанным на спектральном анализе вибросигнала и использующего в качестве нормируемого параметра СКЗ виброскорости. Диагностическим признаком поперечной трещины при этом является увеличение амплитуд (Afr) первой (fr), второй (2fr) и третей (3fr) гармоник оборотной частоты вращения. Следует отметить, что при наличии трещины на валу ротора обследуемого агрегата для второй гармоники наблюдается более интенсивный рост амплитуды по сравнению с другими.
Однако, как было определено из анализа литературных данных (см. таблица 1.3, 1.4) и лабораторных исследований, описанных в разделе 3.1 по результатам такого рода измерений сделать вывод о наличии либо отсутствии дефекта можно с определенной степенью вероятности. Высокое значение второй гармоники частоты вращения ротора может указывать на такие неисправности НА как неуравновешенность ротора, несоосность соединения привода и редуктора, либо же на неравножесткость ротора и др. Кроме того, затруднено определение местоположения дефекта. Дефект в зависимости от своего местоположения проявляется на одинаковых гармониках оборотной частоты, отличающихся лишь величиной амплитуды. Т.е. по результатам обследования на первом этапе можно сделать только предположение, что причиной интенсивного роста амплитуды второй гармоники оборотной частоты, плавного роста первой, а также высших является развитие усталостной трещины на валу ротора механизма.
На втором этапе, в том случае, если наблюдается повышенный уровень вибрации второй гармоники оборотной частоты, а также более интенсивный ее рост по сравнению с другими низшими гармониками, то необходимо проводить анализ спектров СКЗ виброускорения в области информативных частотных диапазонов проявления дефекта типа трещины, определенных на стадии формирования диагностического признака.
При увеличении уровня вибрации в области какой-либо информативной собственной частоты (информативного частотного диапазона) можно говорить о наличии трещины. В зависимости от того, в каком частотном диапазоне происходит данное явление, выявляется местоположение дефекта.
Анализируя смещение области с максимальным уровнем вибрации в пределах выявленного частотного диапазона, определяем значение собственной частоты , характерное степени развития дефекта. Подставив найденное значение в формулу (4.3) получим выражение (5.1) для нахождения величины х, характеризующую размер дефекта.Следующим этапом является определение остаточного ресурса (долговечности) вала насосного агрегата с учетом накопленных эксплуатационных повреждений (степень развития трещины), на основании чего делается заключение либо о возможности дальнейшей эксплуатации до ближайшего планового ремонта без риска разрушения, либо о немедленном останове насосного агрегата.
В соответствии с литературными данными [4, 12, 21 - 24] и исследованиями, проведенными во второй главе, известно, что усталостные трещины в большинстве случаев возникают в местах локации конструктивных концентраторов напряжений, поверхностных и подповерхностых дефектов изготовления (поверхностные и внутренние микротрещины, поры, расслоения, флокены и т.д.).
Период припороговой стадии зарождения и развития малых усталостных трещин не рассматривается. Поэтому для моделирования начальной стадии стабильного распространения усталостной трещины первоначальный размер дефекта принимается равным 1 мм, соответствующий пороговому значению коэффициента интенсивности напряжения (КИН) страгивания трещины к, - зона медленного роста трещины на кинетической диаграмме усталостного разрушения П. Пэриса [106 - 108], и исходя из данных, представленных в [23, 24].
Для расчетов используется упрощенная идеализированная модель: вал был представлен как консольно-закрепленная балка круглого сечения с приложенной изгибающей нагрузкой FU32 (см. рисунок 2.3). Нагрузка рассчитывается таким образом, чтобы величина растягивающих напряжений, возникающих на внешнем контуре, соответствовала эквивалентным напряжениям, рассчитанным по III теории. Задача решается в трехмерной постановке с привлечением реализованного в ПК ANSYS МКЭ в соответствии с методикой, описанной в разделе 2.3 и [101].
На первом шаге проводится расчет модели с трещиной глубиной 1 мм, результатом которого является определение напряжения вдоль фронта ны тс. Далее рассчитывается критический размер трещины 1С из условия достижений коэффициентом интенсивности напряжения (КИН) циклической вязкости разрушения к, . Т.е. критическая глубина трещины находится по критерию разрушения Ирвина [105 - 107]:
