Содержание к диссертации
Введение
1 Насосно-компрессорное оборудование, применяемое для ведения технологических процессов нефтепереработки 7
1.1 Классификация насосных агрегатов, их технические характеристики 7
1.2 Классификация дефектов насосных агрегатов по частоте их возникновения 11
1.3 Вибрация роторных машин 13
1.3.1 Источники вибрации насосных агрегатов 26
1.3.2 Дефекты подшипников качения
Выводы 31
2 Существующие в вибродиагностике методы оценки технического состояния насосных агрегатов 32
Выводы 53
3 Объекты и средства исследования 54
3.1 Назначение и технические характеристики насосного агрегата марки НК-6 5/3 5 54
3.2 Контрольные точки измерения вибросигнала 55
3.3 Средства диагностирования 57
Выводы 62
4 Анализ вибросигнала методом фазовых портретов 63
4.1 Построение фазовых портретов 63
4.2 Определение характера развивающегося дефекта 75
4.3 Методические рекомендации по оценке состояния подшипников качения центробежных насосных агрегатов 97
4.4 Применение методики построения фазовых портретов для оценки состояния подшипников центробежного насосного агрегата 101
Выводы 105
Основные выводы 106
Список литературы 108
Приложение А 116
- Классификация дефектов насосных агрегатов по частоте их возникновения
- Источники вибрации насосных агрегатов
- Контрольные точки измерения вибросигнала
- Методические рекомендации по оценке состояния подшипников качения центробежных насосных агрегатов
Введение к работе
Одной из наиболее важных и актуальных проблем современности является повышение качества и надежности механизмов, машин и оборудования в любой отрасли промышленности. Известны традиционные пути увеличения надежности и ресурса, такие как оптимизация систем, совершенствование конструкции и технологии изготовления отдельных элементов, резервирования механизмов, машин и оборудования. Большинство предприятий в связи с экономическими изменениями в стране не имеют возможности своевременно обновлять оборудование,-и потому актуальным становится вопрос о том, каким образом можно дольше и эффективнее использовать уже имеющееся.
Увеличение эффективности, надежности и ресурса, а также обеспечение безопасной эксплуатации машин и механизмов тесно связано с необходимостью оценки их технического состояния. Наиболее эффективными являются методы неразрушающего контроля, в частности - вибродиагностика. Именно вибросигнал, обладая достаточно емкой информацией о работе агрегата и его элементов, может являться достоверным показателем его состояния.
В настоящее время в нефтегазовой отрасли одними из самых распространенных разновидностей машин являются центробежные насосные агрегаты (ЦНА), оценка технического состояния которых производится на основе периодического контроля вибропараметров. Известно, что службы вибродиагностики в большинстве случаев применяют спектральный метод анализа вибросигналов, основанный на первичном Фурье-преобразовании. Наряду с неоспоримыми достоинствами, это преобразование обладает и определенными недостатками: исходный сигнал заменяется на периодический, для всего исследуемого сигнала нестационарного процесса получаются усредненные коэффициенты. Все это затрудняет постановку диагноза, требует дополнительного применения вспомогательных методов или устройств. Особую сложность вызывает идентификация дефектов подшипниковых узлов на ранних стадиях и в процессе развития. Разрушение подшипников приводит к износу деталей ротора и в некоторых случа-
ях посадочных мест под подшипник. Очевидно, что в ходе технологического процесса выход из строя насосного агрегата по вине дефектного подшипника может привести к аварийной ситуации, а также дополнительным затратам при ремонте. Поэтому своевременному выявлению возникновения и развития дефектов подшипников и, как следствие, предупреждению разрушения, на предприятиях нефтепереработки и нефтехимии придается особое значение.
Предыдущими исследованиями было доказано, что для оценки технического состояния насосных агрегатов может применяться метод реконструированных фазовых портретов, основанный на теории детерминированного хаоса. Он позволяет достоверно определять такие дефекты, как дисбаланс, несоосность валов, потеря жесткости опор. Однако этот метод ранее не использовался для выявления конструктивных элементов подшипников насосных агрегатов из-за отсутствия их фазовых портретов и сложности извлечения информации из «шума» В связи с этим актуальным является получение фазовых портретов и применение данного метода для выявления дефектов подшипников.
Целью работы является выявление дефектов подшипников качения центробежных насосных агрегатов на ранних стадиях развития с использованием метода реконструированных фазовых портретов, основанного на теории детерминированного хаоса.
В связи с этим решались следующие задачи:
анализ статистических данных по наработке отказов ЦНА;
исследование влияния шумовой составляющей на идентификацию основных частот подшипниковой вибрации. Проверка возможности очищения вибросигнала от шума и подбор параметров очищения;
3) подбор диагностических критериев оценки технического состояния
подшипников качения насосных агрегатов;
разработка методики оценки технического состояния подшипников качения ЦНА на основе теории детерминированного хаоса;
проведение вибродиагностики ЦНА с целью выявления зарождающихся дефектов подшипников качения с помощью разработанного метода.
6 Методы решения задач. При решении поставленных задач использовались вероятностно-статистические методы, методы математической обработки, а также теория детерминированного хаоса. Научная новизна
получены фазовые портреты вибросигналов для дефектов конструктивных элементов подшипников качения, характеризующих их предельное состояние. На их основе производится оценка технического состояния подшипников качения путем сравнения с фазовыми портретами реальных вибросигналов насосных агрегатов;
установлен характер изменения формы фазового портрета на примере дефекта сепаратора подшипника при различном соотношении амплитуды сепараторных частот и уровня шумовой составляющей;
. 3) установлено, что показателем развития дефекта подшипника является увеличение масштабного коэффициента до значения 15-18.
Научная и практическая ценность работы
Результаты работы позволяют выявлять дефекты подшипников качения на ранних стадиях развития, снижая риск возникновения отказов ЦНА. Разработанные методические рекомендации «Оценка технического состояния подшипников качения ЦНА» внедрены для использования в лабораториях вибродиагностики на предприятиях ООО "НОРТЭКС" и ООО "СИНТЕЗМЕХАНИК".
Результаты исследований, представленные в работе, используется в учебном процессе УГНТУ при изучении дисциплин "Диагностика оборудования нефтегазопереработки", "Оценка технического состояния оборудования" студентами 5 курса специальности 171700 "Оборудование нефтегазопереработки" и при дипломном проектировании.
По теме диссертации опубликовано 8 научных работ. Основные положения доложены на международных научно-технических конференциях.
Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав и основных выводов. Работа изложена на 107 страницах машинописного текста, содержит 60 рисунков, 5 таблиц, список литературы из 105 наименований, 5 приложений.
Классификация дефектов насосных агрегатов по частоте их возникновения
Современная наука разделяет насосы по принципу действия на три основных класса 121: лопастные или лопаточные (насосы обтекания), вихревые насосы (насосы увлечения) и объёмные насосы (насосы вытеснения).
Лопастные насосы в свою очередь разделяются на центробежные (радиальные), диагональные и осевые (пропеллерные). В центробежных насосах движение жидкости в рабочем колесе происходит от центральной части к периферии по радиальным направлениям, то есть в потоке частиц жидкости нет осевых составляющих абсолютной скорости. В диагональных насосах частицы жидкости движутся по поверхностям вращения с образующими, наклонными к оси, то есть осевые и радиальные составляющие абсолютной скорости - величины одного порядка. В осевых насосах частицы жидкости движутся в осевом направлении /3, 4/.
Необходимо отметить, что из всего парка насосных агрегатов лидирующую роль занимают центробежные насосы. Это подтверждается анализом имеющегося оборудования одного из нефтеперерабатывающих заводов. Для осуществления технологических процессов нефтепереработки на заводе применяется более 2000 насосных афегатов, различных типов и конструкций (таблица 1), которые эксплуатируются при различных условиях (таблица 2). Распределение центробежных насосов по температуре рабочей среды, давлению и дате ввода в эксплуатацию приведено на рисунке 1.
Отсутствие в центробежных насосах возвратно-поступательного движения и вызываемых им сил инерции допускает возможность работы при минимальных размерах фундаментов. В связи с этим стоимость самого насоса, помещения, первоначальной установки, дальнейшего ухода и ремонта значительно меньше, чем для поршневого насоса.
Второе преимущество центробежных насосов заключается в отсутствии клапанов и прочих деталей, зачастую вносящих расстройство в работу поршневых насосов. Третьим преимуществом является наличие вращательного движения одного лишь вала, притом с большим числом оборотов без возвратно-поступательных движений каких-либо частей, что значительно упрощает соединение с двигателем, устраняет сложные передаточные механизмы, особенно при непосредственном присоединении центробежного насоса к двигателю на одном валу /5-7/. В настоящее время не существует универсальной общепринятой классификации центробежных насосов, поскольку их разделение возможно по различным признакам. По конструкции центробежные насосы изготовляют одноступенчатыми и многоступенчатыми в зависимости от необходимого числа рабочих колёс (ступеней). По конструктивному признаку можно выделить насосы однопролётные и консольного типа в зависимости от взаимного расположения рабочего колеса и подшипников, то есть схемы нагружения вала насоса. Также центробежные насосы можно классифицировать по области применения, так как часто маркировка насоса связана с перекачиваемой средой и их назначением /2-5/. Работа центробежного насоса сопровождается вибрацией, которая может возникать по различным причинам. По мере износа машины, оседания фундамента и деформации деталей в динамических свойствах машины начи 11 нают происходить неощутимые изменения. Эти отклонения эффективней всего определяются при помощи вибрационных методов. Элементы машины взаимодействуют друг с другом, и через конструкцию происходит рассеивание энергии в виде механических колебаний. Сбор и оценка механических колебаний может осуществляться при помощи спектроанализаторов вибрации. Появление на любом предприятии службы вибродиагностики позволяет более направлено решать задачи по планированию и ремонту технологического оборудования. Задачей систем вибрационной диагностики является минимизация всех затрат, как на саму систему и ее обновление, так и на обслуживание и ремонт всей группы диагностируемых машин/8-11/. При анализе статистических данных, собранных службой вибродиагностики, за время работы на одном из нефтеперерабатывающих заводов, в период с 1999 по 2002 год, можно отметить несколько тенденций по частоте появлений и развитию тех или иных видов дефектов на насосных агрегатах (таблица 3). Таким образом, можно констатировать, что с каждым годом наблюдается снижение числа возникновения следующих видов дефектов: ослабления жесткости крепления рамной конструкции, дисбаланса, «мягких опор» и дефектов соединительной муфты, что объясняется их своевременным выявлением и устранением. Особое внимание привлекают дефекты подшипниковых узлов, как насосов, так и электродвигателей. Количество выявленных дефектных подшипников, по отношению к другим видам дефектов, со временем практически не снижается. Очевидно, что в ходе технологического процесса выход из строя насосного агрегата по вине дефектного подшипника может привести к тяжелым последствиям, а также дополнительным затратам при ремонте. Поэтому своевременному выявлению возникновения и развития дефектов подшипника и, как следствие, предупреждению разрушения придается особое значение. Анализ статистических данных по отказам ЦНА, выявленных в процессе ремонта в период с 1999 по 2003 год, на одном из нефтеперерабатывающих заводов позволил установить, также можно выделить дефекты, приведшие к внеплановым отказам насосных агрегатов (таблица 4). Самым дефектным узлом с большим количеством выходов из строя является уплотняющее устройство. Пропуск уплотнений происходит либо по причине износа и разрушения трущихся уплотняющих деталей, либо из-за неправильного обслуживания технологическим персоналом установки.
Источники вибрации насосных агрегатов
Практика вибродиагностики /34/ 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 /27, 33 - 37/.
Вибрация агрегатов, рассматриваемая при диагностических исследованиях в широком диапазоне частот и амплитуд, является комплексным диагностическим сигналом, представляющим собой совокупность аддитивных и мультипликативных комбинаций сложных слабых и сильных «элементарных» диагностических сигналов, возбуждаемых различными источниками колебаний. При этом частотный состав большинства «элементарных» сигналов может значительно изменяться, в том числе на установившихся режимах работы агрегата. Разнообразие обнаруживаемых дефектов и сложность сигналов, порождаемых неисправностями и колебаниями деталей, заставляют в целях осуществления более точного диагноза состояния агрегата при выявлении и измерении диагностических параметров проводить разнообразную обработку сигналов /21,37-41/: - разделение вибрационного сигнала в частотно-фазовой и временной областях на «элементарные» сигналы, то есть на компоненты, обусловленные различными факторами, каждый из которых является самостоятельным источником, вызывающим колебания; - пространственное разделение вибрационных сигналов; - восстановление форм выделенных «элементарных» сигналов; - линейные и нелинейные преобразования сигналов (фильтрацию, нормализацию, интегрирование, дифференцирование и так далее); - измерение отдельных параметров и статистических характеристик сигналов; - измерение характеристик взаимосвязи сигналов. Статистический анализ современных методов вибродиагностики показал, что большинство из них основано на первом способе обработки сигналов /12, 27, 39/, поскольку именно этот способ является наиболее подходящим с точки зрения разработки простых и эффективных средств диагностирования. Обзор литературных данных /27, 38/ выявил следующие виды «элементарных» сигналов встречающихся в вибрационном сигнале: - гармонические и полигармонические сигналы. Простейшие периоди ческие сигналы, представляющие собой синусоидальные колебания в случае гармонических сигналов, или сумма гармонических колебаний в случае по лигармонических сигналов представленных на рисунке 7. Причины, вызы вающие такие колебания, могут быть очень разнообразны: дисбаланс или расцентровка ротора, дефекты подшипников качения или рабочих колес насоса, нарушение жесткости агрегата и другие /12/; - модулированные сигналы по амплитуде. Причинами колебаний амплитуды в сигнале могут быть неоднородности структуры контактирующих поверхностей зубьев в зубчатых зацеплениях, неоднородности воздушного потока в зазоре между ротором и статором электродвигателя, отклонение геометрических размеров лопаток турбины вследствие обгара, эрозии, и другие /27/; - модулированные сигналы по частоте. Причинами модулированных сигналов по частоте могут быть погрешности окружного шага или заедания в зубчатых зацеплениях, изгибная деформация, приводящая к неравномерному размещению лопаток в диске или на рабочем колесе турбины; - импульсные сигналы. Причинами возникновения импульсных сигналов могут быть биения, вызываемые дефектами зубчатых зацеплений (питтинг, заедания), кавитационная эрозия и другие /12/; - скоротечные сигналы. Причинами его возникновения могут быть вибрации конструкций, подвергшихся неожиданному удару или биениям/12, 38/; - произвольные сигналы. Фоновая вибрация или шум может возникать от множества несвязанных эффектов. К перечню стандартных способов извлечения полезной информации из вибросигнала, применяемых в разработанных алгоритмах, относятся /12/: - оценка пикового и среднеквадратического значений сигнала; - оценка пик-фактора; - низкочастотная, высокочастотная и полосовая фильтрация; - оценка фазового сдвига между двумя сигналами; - анализ формы фигуры Лиссажу (формы орбиты); - узкополосный спектральный анализ; - порядковый анализ (выделение кратных гармоник); - корреляционный анализ; - кепстральный анализ. К перечню нестандартных методов обработки сигналов, способствующих выделению составляющих сигнала, генерируемых эксплуатационными повреждениями узлов машинного оборудования, относятся /12/: синхронная гребенчатая фильтрация используемая для выделения кратных гармоник основной частоты возбуждения в роторных системах; кепстральный анализ с лифтрацией - для объективной оценки характера вынужденных колебаний путем устранения влияния собственных частот и мест установки датчика; синхронизация по фазе кинематического цикла - для диагностики состояния системы зажигания и газораспределения в двигателях внутреннего сгорания; анализ формы фигур Лиссажу и фазовых соотношений - для кратных гармоник основных частот возбуждения колебаний в машинах; амплитудная демодуляция в зоне частоты вынужденных колебаний (fs) - для обнаружения эксцентриситета, несоосности и локальных повреждений типа ямок выкрашивания, сколов, поломки зуба в зубчатой передаче, лопатки турбины и тому подобное; фазовая демодуляция в зоне вынужденной частоты - для обнаружения локального повреждения типа прихватывания контактирующих поверхностей, задевания ротора о статор; амплитудная демодуляция в зоне собственной частоты узла механизма (fc) - для обнаружения локального повреждения типа питтинга, коррозии, задира контактирующих поверхностей, задевания ротора о статор; амплитудная демодуляция в зоне одной из комбинационных частот (fc±k-fz) - для обнаружения трещины в основании зуба, поперечной трещины вала или диска /42-45/; амплитудная демодуляция высокочастотного сигнала на находящейся за пределами частотного диапазона собственных и вынужденных колебаний резонансной частоте виброакселерометра (в зоне от 20 до 200 - 500 кГц), и установленного как можно ближе к контролируемому слабому узлу датчика - для обнаружения эксплуатационного повреждения и локализации дефектного узла.
Контрольные точки измерения вибросигнала
У спектров огибающей и методов диагностики на основе их анализа есть целый ряд неоспоримых преимуществ по сравнению с автоспектрами. Во-первых, технология огибающей основана на анализе высокочастотной вибрации, которая локализована в пространстве около источника вибрации. Таким образом, измеряя спектр огибающей вибрации диагностируемого узла, с большой вероятностью можно увидеть сигнал именно с этого узла, а не соседнего, как часто оказывается при измерении низкочастотных автоспектров вибрации. Во-вторых, спектр огибающей бездефектного узла обычно вообще не содержит гармонических составляющих, и появление в нем хотя бы одной линии говорит о наличии того или иного дефекта, что в корне неверно в случае автоспектров. В-третьих, спектр огибающей, по сути, является относительным измерением - по нему определяется глубина модуляции, то есть соотношение минимального и максимального уровня, например, сил трения за оборот. Это дает возможность говорить о величине дефекта по однократному измерению вибрации. Для оценки величины дефекта по автоспектру необходимо, сравнивать уровни вибрации в момент последнего измерения с уровнями, измеренными ранее /26/.
При этих достоинствах метод огибающей имеет и недостатки. Возникают затруднения диагностирования: при выявлении дефектов латунных сепараторов; в случае если сигнал сильно зашумлен; выявления имеющихся дефектов на последней стадии разрушения подшипников качения.
Одной из основных причин появления нестационарных составляющих вибрации в узлах роторных машин являются удары. Короткий ударный импульс возбуждает быстро спадающую вибрацию, которая к моменту появления следующего ударного импульса может практически исчезнуть. При типовых режимах работы бездефектные роторные машины без узлов возвратно-поступательного действия не являются источником мощных и редких ударных импульсов. Силы же трения, которые также являются следствием действия большого количества накладывающихся друг на друга микроударов, можно рассматривать в бездефектных узлах как стационарные силы, возбуждающие стационарную случайную вибрацию.
На основе анализа коротких высокочастотных импульсов фирма «SPM» разработала метод оценки состояния подшипников качения. Наличие в узлах роторных машин редких и мощных ударных импульсов является признаком появления дефектов. Таким же признаком дефектов является и изменение во времени количества и величины микроударов, то есть модуляция мощности случайной вибрации и шума, возбуждаемых микроударами в узлах механического, гидродинамического или аэродинамического трения. Короткие ударные импульсы возбуждают преимущественно высокочастотную вибрацию и шум. Если имеют место удары твердых тел друг о друга, диапазон частот возбуждаемой вибрации может доходить до сотен килогерц. В связи с этим анализ сигналов вибрации и шума, возбуждаемых импульсными процессами, обычно производится в верхней части диапазона звуковых частот, иногда захватывая ультразвуковой диапазон, но не превышающий 30...50 кГц.
Однако, поскольку ударные импульсы появляются при различных видах дефектов и при изменении качества смазки, этот метод не позволяет идентифицировать вид дефекта, а, следовательно, может быть использован только для контроля состояния узла, но не для его диагностирования. Невозможность определить вид дефекта методом ударных импульсов не позволяет осуществить долгосрочный прогноз состояния узла, так как различные дефекты имеют разные скорости развития. Кроме того, дефекты сборки, которые не приводят к продавливанию слоя смазки, не вызывают появление микроударов, а следовательно не могут быть обнаружены. Также данный метод практически не работает, если исследуемый узел находится на уровне развитых дефектов в подшипниках качения, то есть вибросигнал сильно зашумлен /18/.
Задача оценки текущего состояния определенного агрегата может быть успешно решена при составлении адекватной математической модели данного агрегата.
Обзор стандартных методов анализа вибросигналов, основанных на построении соответствующих математических моделей и подборе индивидуальных критериев и предельных параметров вибрации для каждой системы, показал, что при их использовании основную долю рабочего времени занимает составление и многократное пополнение баз данных, что в условиях производства в большинстве случаев является нецелесообразным. Другим недостатком этих методов является применение единственного набора критериев и предельных значений для оценки состояния всего парка оборудования предприятия, что характеризуется большой степенью неточности.
При мониторинге технического состояния оборудования на предприятиях основным параметром для анализа является общий уровень вибрации, превышение которым допустимых пределов является сигналом для принятия соответствующих мер. Однако часто на практике встречаются такие случаи, когда, несмотря на общий уровень вибрации, вызываемый определенным дефектом, в агрегате развивается другой дефект, чье влияние на общий уровень вибрации поначалу незначительно, но через некоторое время скорость развития дефекта начинает расти с экспоненциальной зависимостью, что в конечном итоге сказывается и на уровне вибрации. В таких случаях при естественном реагировании сигнализации системы мониторинга иногда бывает поздно предотвратить аварийную ситуацию.
Методические рекомендации по оценке состояния подшипников качения центробежных насосных агрегатов
Таким образом, алгоритм выявления доминирующего дефекта в насосном агрегате можно сформулировать следующим образом: - составить фазовые портреты вибросигналов по всем точкам агрегата с одного замера; - определить их масштабные коэффициенты; - провести сравнительный анализ масштабных коэффициентов по всем точкам замера. Максимальное значение масштабного коэффициента определяет точку в агрегате, где присутствует наиболее развитый дефект, что является критерием для проведения более тщательного анализа вибрации в этой точке; - провести предварительную очистку сигнала. Для этого используется дискретное вейвлет-преобразование сигнала со следующими параметрами очищения сигнала: тип вейвлета db3, число уровней дискретизации не более пяти. Изначально очистка сигнала проводится на первых двух уровнях разложения (дискретизации) с параметрами очищения Pi = Р2= Рз =0 а р4 и р5 в зависимости от амплитуды исходного сигнала. В результате такой очистки сигнал полностью очищается от высокочастотной и шумовой составляющей. В очищенном сигнале при этом остается только низкочастотная составляющая. Форма волны очищенного сигнала значительно упрощается и приобретает синусоидальную форму. Подобная операция необходима для выявления таких дефектов, как дисбаланс, расцентровка, и ослабления жесткости опор.
По полученному в результате очистки сигналу строится фазовый портрет, который в последующем сравнивается со структурой фазовых портретов, полученных в ходе предыдущих исследований /102/ для дефектов дисбаланса, расцентровки или ослабления жесткости опор.
В случае получения фазовых портретов сложной структуры проводится дополнительная очистка сигнала с изменением параметров очищения. При этом рекомендуется увеличить число уровней дискретизации. Данная мера позволит разложить сигнал на большее число деталей, тем самым достичь проведения более глубокого анализа.
Анализ фазовых портретов и масштабных коэффициентов при последовательных замерах позволяет установить дату возникновения и сроки развития выявленных дефектов. Необходимо отметить, что при очистке сигнала происходит снижение значения масштабного коэффициента. Поэтому для получения достоверных данных при проведении анализа трендовых значений необходимо, что бы параметры очищения были одинаковыми.
На следующем этапе проводится анализ шумовой компоненты вибросигнала, то есть выявление зарождающихся дефектов, когда в вибросигнале они еще сливаются с шумом. Данный вид анализа применяется в том случае, если значения деталей на каком-либо уровне дискретизации обработанной формы волны превышают остальные более чем в два раза. Такое различие является качественным признаком наличия в данной частотной области, детерминированной составляющей. При анализе шумовой компоненты вибросигнала необходимо использовать максимальное число уровней дискретизации.
Далее исходный сигнал отфильтровывается в том частотном диапазоне, где была определена детерминированная составляющая, и подвергается спектральному анализу с применением стандартной методики для идентификации частот развивающихся дефектов. При анализе фазовых портретов построенных по такому сигналу определяется характер дефекта. Если форма фазового портрета схожа с фазовыми портретами «элементарных» сигналов, то необходимо проведения дополнительных мер по очистке сигнала. В случае схожести фазового портрета с зашумленным сигналом, выдается заключение о прохождении в насосе случайных процессах (недостаток или некачественная смазка, кавитация).
Для выявления развивающихся дефектов в подшипниках качения проводится анализ высокочастотной вибрации описанными выше методами (см. п. 4.2).
Изменение вибросостояния агрегата по отдельным точкам может определяться с помощью сравнения масштабных коэффициентов последовательных замеров. При стабильном вибросостоянии значительных изменений не происходит. Рост масштабных коэффициентов при последовательных замерах говорит о развитии в данной точке нескольких дефектов или о росте шумовой компоненты в сигнале. Это может являться сигналом для проведения дополнительных виброобследований агрегата в этой точке и определения характера доминирующего дефекта.
Рассмотрим наиболее интересный случай с точки зрения применения новой методики, на выбранном для исследования ЦНА. В результате виброобследования насосного агрегата НК-65/35-125 на установке «Риформинга» спектральным методом выявлены следующие дефекты: - несоосность соединения привода и насоса; - ослабление посадок подшипников электродвигателя; - зарождающийся дефект подшипников насоса. Для примера на рисунках 59 и 60 показаны все спектры привода и насоса соответствующие контрольным точкам, полученные в результате обследования насосного агрегата. Далее формы волны вибросигналов привода и насоса подвергались обработке с применением элементов теории детерминированного хаоса. В результате анализа последовательностей фазовых портретов системы, а также с учетом величины масштабного коэффициента на основе вибросигналов агрегата были получены следующие результаты: - максимальные значения масштабного коэффициента обнаружены в точках НЗ и V3, в этой точке присутствует наиболее выраженный дефект пе реднего подшипника насоса (таблица 5). Результаты дополнительных иссле дований, а также результаты анализа фазовых портретов позволили отнести этот дефект не к зарождающемуся дефекту, а к вполне развитому дефекту тел качения, требующему особого внимания; - значения масштабного коэффициента и формы фазовых портретов определенные в точках HI и VI позволили сделать вывод о наличии дефекта на наружной дорожке качения полевого подшипника привода. Анализ предыдущих данных свидетельствовал о том, что обнаруженный дефект не являлся следствием вибрации, а уже присутствовал в агрегате и приводил его к ускоренному выходу из строя
