Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследования 10
1.1. Условия работы турбокомпрессора в эксплуатации тепловоза 10
1.2. Обзор работ в области технической диагностики тепловозных дизелей и его турбокомпрессоров 18
1.3. Методы и средства виброакустической диагностики турбокомпрессора в современных условиях 23
1.4. Обзор существующих методов определения технического состояния подшипников тепловозных турбокомпрессоров 34
1.4.1. Методы непосредственного измерения основных параметров деталей и узлов турбокомпрессора, подверженных износу 34
1.4.2. Методы определения состояния по косвенным параметрам 35
Выводы по главе 1 38
2. Исследование вибрации подшипников скольжения тепловозных турбокомпрессоров 40
2.1. Основные причины возникновения шума и собственной корпусной вибрации турбокомпрессоров тепловозных дизелей 40
2.1.1. Шум и вибрация аэродинамического происхождения в турбокомпрессоре 44
2.1.2. Вибрация турбокомпрессора, порождаемая механическими источниками 50
2.1.2.1. Анализ динамических сил, действующих на цапфы вала турбокомпрессора с подшипниками скольжения 53
2.2. Факторы, влияющие на виброакустическое излучение в подшипниках скольжения турбокомпрессора 63
2.3. Предварительный выбор параметров диагностирования 64
2.4. Теоретическое определение параметров диагностирования подшипников турбокомпрессора 67
2.5. Определение предельных значений параметров диагностирования механизмов и узлов 93
Выводы по главе 2 96
3. Экспериментальное исследование вибрации подшипников турбокомпрессора в зависимости от их технического состояния 98
3.1. Методика проведения эксперимента 98
3.2. Описание экспериментальной установки 103
3.3. Анализ результатов эксперимента 104
Выводы по главе 3 116
4. Методика вибро акустической диагностики технического состояния подшипников по уровню вибрации турбокомпрессора 117
4.1. Процедура технического диагноза 117
4.2. Диагностика уровня ускорений СКВ 120
4.3. Методика обработки экспериментальных данных 124
4.4. Установление норм на уровни СКВ в контрольных
точках турбокомпрессора ТК34Н-04с 131
Выводы по главе 4 140
5. Технико-экономический эффект от использования методов и средств виброакустической диагностики подшипников турбокомпрессоров тк34н-04с 141
Выводы по главе 5 145
Заключение 146
Литература
- Методы и средства виброакустической диагностики турбокомпрессора в современных условиях
- Шум и вибрация аэродинамического происхождения в турбокомпрессоре
- Описание экспериментальной установки
- Диагностика уровня ускорений СКВ
Введение к работе
Одной из главных задач, стоящих перед тепловозным подвижным составом Российских железных дорог, является повышение их эксплуатационной надежности в целях обеспечения безопасности движения поездов с учетом реализации необходимых тяговых характеристик улучшения габаритно-массовых и эксплуатационных показателей в широком диапазоне нагрузок и скоростей движения.
Из опыта эксплуатации тепловозного подвижного состава известно, что при существующем методе эксплуатации и ремонте железнодорожной техники, когда замена узлов и механизмов происходит после отработки назначенного ресурса, не учитывается фактическое техническое состояние отработавших изделий. При этом значительная часть из них имеет допустимое техническое состояние, позволяющее дальнейшую эксплуатацию. В то же время имеют место случаи преждевременного выхода элементов агрегатов и механизмов из строя. Повышение экономической эффективности применяемого метода эксплуатации локомотивов может быть достигнуто за счет внедрения нового, во многом, свободного от недостатков метода - метода замены узлов и агрегатов по их фактическому техническому состоянию. Этот метод предусматривает после отработки агрегатами "гарантированного" ресурса проведение непрерывного или периодического контроля и диагностики параметров, определяющих техническое состояние агрегата с целью поддержания заданного уровня его надежности в эксплуатации, на период до следующей проверки или ремонта при достижении им предотказного состояния на основе технической диагностики.
Интерес к техническому диагностированию тягового подвижного состава связан с тем, что сложность конструкции, интенсивность эксплуатации и повышение требования к надёжности и безопасности не позволяют интуитивным и ручным способом определить его техническое состояние.
Настоящая работа посвящена исследованию в области ускорений собственной корпусной вибрации (СКВ) турбокомпрессоров (ТК), предназначенных для наддува дизелей тепловозов, в целях виброакустической диагностики их технического состояния, в частности, подшипников ротора.
Объект исследования. Объектом исследования выбраны подшипники скольжения ротора турбокомпрессора. Выбор обусловлен тем, что, согласно статистическим данным, большее число отказов турбокомпрессора (более 70%) происходит до текущего ремонта ТР-2, на котором осуществляется полная ревизия и ремонт. Выход из строя турбокомпрессора обусловлен разрушением подшипников из-за увеличенного дисбаланса ротора (обрыв лопаток турбины, закоксовывание сопловых и рабочих лопаток турбины, отложение нагара на поверхности колеса компрессора и т.д.).
Неисправности турбокомпрессоров тепловозов приводят к увеличению расхода топлива, снижению мощности дизеля, а это, в свою очередь, ведёт к увеличению затрат на технические осмотры (ТО) и текущие ремонты (ТР) тепловозов.
Эти обстоятельства побуждают к поиску таких методов и средств, которые позволили бы с наименьшими затратами времени и необходимой точностью осуществлять оперативную диагностику эффективных показателей работы и технического состояния элементов турбонаддува дизелей подвижного состава.
Настоящую работу, посвященную взаимосвязи упругих корпусных колебаний (виброакустического сигнала) корпуса турбокомпрессора с параметрами технического состояния подшипников и ротора для целей диагностики, можно рассматривать как попытку решения данной актуальной задачи. Цель работы. Цель настоящей работы заключается в определении методов оценки технического состояния подшипников турбокомпрессора без разборки агрегата, а также в определении норм, устанавливающих уровень ускорений собственной корпусной вибрации турбокомпрессора как одного из факторов, влияющих на постановку диагноза о техническом состоянии таких ответственных элементов конструкции, как подшипники ротора. Для этого в работе решены следующие задачи.
1. Выполнен статистический анализ порч и отказов турбокомпрессоров.
2. Выявлены основные структурные дефекты и причины их возникновения.
3. Исследованы источники возникновения шума и собственной корпусной вибрации турбокомпрессора.
4. Рассчитаны собственные частоты вибрации подшипникового узла в условиях нелинейного сопротивления среды и нелинейной жёсткости.
5. Исследована зависимость ускорения собственной корпусной вибрации турбокомпрессора от технического состояния подшипников скольжения ротора для определения радиального зазора (зазора на «масло»).
6. Разработана методика виброакустической диагностики подшипников скольжения ротора турбокомпрессора.
Методы исследования и достоверность полученных результатов. В основу теоретических исследований положены классические законы теории колебаний и основы виброметрии. Обработка экспериментальных данных проведена на основании законов математической статистики и теории вероятностей. Теоретические и экспериментальные расчеты выполнены с применением ЭВМ. Экспериментальные исследования проводились на реальном турбокомпрессоре типа ТК34, установленном на стенде. Теоретические разработки подтверждены результатами экспериментальных исследований, проведенных в локомотивном депо на станции Тихорецк Северо-Кавказской железной дороги - филиала ОАО «РЖД». Виброакустические испытания выполнялись с использованием специальной виброизмерительной аппаратуры, отвечающей требованиям стандартов.
Научная новизна. Новизна научных результатов, изложенных в диссертации, заключается в следующем:
- сформулированы принципы и научно обоснованы методы оценки технического состояния подшипников ротора турбокомпрессора по признаку изменения общего уровня ускорения собственной корпусной вибрации;
- методом регрессионного анализа результатов экспериментов были разработаны научно обоснованные вибрационные нормы на уровень корпусной вибрации в зависимости от радиальных зазоров - зазоров «на масло» в подшипниках скольжения турбокомпрессоров серии ТК34;
- экспериментальным путём получены усредненные однотретьоктавные спектры ускорений СКВ корпуса турбокомпрессора в реальном масштабе времени в зависимости от технического состояния роторных подшипников скольжения при различных частотах вращения ротора.
Практическая значимость и внедрение результатов работы. Полученные в работе результаты имеют практическое значение для решения конкретных задач при проведении профилактических осмотров и текущих ремонтов тепловозов. По результатам работы в локомотивном депо на станции Тихорецкая С.-К.ж.д. внедрены вибрационные нормы и методика по виброакустической диагностике подшипников скольжения ротора турбокомпрессора типа ТК34. Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной работы доложены и обсуждены на заседаниях кафедры «Электрические машины и аппараты», на объединённом заседании кафедр «Локомотивы и локомотивное хозяйство», «Вагоны и вагонное хозяйство», «Электрические машины и аппараты», «Электроподвижной состав», «Основы проектирования машин» Ростовского государственного университета путей сообщения (РГУПС); на 62-й, 63-й научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава РГУПС (Ростов-на-Дону, 2003 г., 2004 г.); на Международной научной конференции «Актуальные проблемы развития транспорта России: стратегические, региональные, технические», посвященной 75-летию РГУПС (Ростов-на-Дону, 2004 г.).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 7 работ.
Структура и объем диссертации. Диссертация изложена на 156 страницах основного текста, состоит из введения, 5 глав, заключения и 4 приложений на 59 страницах. Список литературы содержит 108 наименований.
Методы и средства виброакустической диагностики турбокомпрессора в современных условиях
О технической диагностике любого объекта можно говорить в том случае, если выполняются два условия [5, 29]:
1. Объект может находиться во взаимоисключающих состояниях -работоспособном и неработоспособном;
2. В объекте можно выделить элементы, каждый из которых также характеризуется несколькими состояниями.
Объектом виброакустического диагностирования могут быть любые силовые агрегаты, функционирование которых вызывает возбуждение колебательных процессов в их узлах. Основная отличительная особенность виброакустической диагностики состоит в том, что в качестве диагностических признаков используются динамические параметры системы, регистрируемые как перемещение, скорость или ускорение. Широкие частотный и динамический диапазоны колебательных процессов» малая инерционность, большая скорость распространения колебательных волн по элементам и узлам конструкции обусловливают быструю реакцию виброакустического сигнала на изменение технического состояния.
Разработка методов вибродиагностики турбокомпрессоров тепловозов включает ряд задач, таких, как: описание диагностируемого турбокомпрессора минимальной совокупностью параметров состояния; установление количественной связи между параметрами состояния и диагностическими параметрами для диагностики в пространстве состояний; выявление наиболее чувствительных к распространенным дефектам диагностических параметров для диагностики в пространстве признаков; определение пределов изменения параметров состояния и сигнала и др. Параллельно необходимо решать задачи измерения диагностических параметров, создания специализированных диагностических приборов и систем, т. е. аппаратного обеспечения вибродиагностики.
Начало активного развития виброакустической диагностики в нашей стране приходится на шестидесятые - семидесятые годы, когда в работах Ф.Я. Балицкого, И.А. Биргера, Г.Ф. Верзакова, М.Д. Генкина, Б.В. Павлова, П.П. Пархоменко, Л.С. Тимонена, З.Г. Гиоева и других ученых были разработаны основные теоретические положения, а развитие элементной базы позволило сократить стоимость и габариты виброизмерительных приборов. В эти годы оформились два основных компонента развития систем виброакустической диагностики. Первый из них характеризуется интенсивным совершенствованием средств измерений типовых параметров процессов, происходящих в машинах. Эти средства объединялись в мощные системы мониторинга, т.е. непрерывного наблюдения за поведением измеряемых параметров во времени и сравнения их величин с заданными пороговыми значениями. На современной ступени развития средств автоматизации и микропроцессорной техники это позволило создать системы автоматического мониторинга, способные самостоятельно принимать решения по дальнейшему функционированию подконтрольных машин и оборудования. Второй компонент — это собственно диагностика, обеспечивающая интерпретацию результатов измерений, проводимых системой мониторинга и переход к определению технического состояния машин, т. е. идентификации дефектов и прогнозу интенсивности их развития. Залог совершенствования второго компонента - повышение квалификации эксперта, от которой полностью зависит достоверность диагноза, и в итоге эффективность всей диагностики [10, 29, 107].
Методы распознавания образов дают в диагностике машин хорошие результаты, но все сложности накопления необходимой статистической информации в период адаптации к конкретному типу машин ложатся на пользователя, увеличивая его трудозатраты и сдвигая момент получения диагноза с высокой степенью достоверности на время, сравнимое с ресурсом машины. Подобный подход оказывается не только весьма трудоемким, но и требует от пользователя достаточно высокой квалификации.
В основе систем второй группы лежит перевод наиболее эффективных алгоритмов обнаружения и идентификации дефектов, а также прогноза их развития в форму, необходимую для автоматизации процессов постановки диагноза и прогноза. Это направление развивают специалисты с многолетним практическим опытом диагностики, среди которых такие ученые, как Б.В. Павлов, Э.А. Пахомов, В.В. Привалов, З.Г. Гиоев и др.
Анализ развития систем вибродиагностики показывает, что на первом этапе функции измерителя и эксперта выполнял сам специалист. Следующей тенденцией стала автоматизация измерений, объединяемых, например, одной системой мониторинга. На современном этапе наблюдается тенденция к автоматизации функций эксперта. Очевидно, на очереди стоит создание систем диагностики без участия человека. Однако подобные системы должны организовываться таким образом, чтобы оператор мог в любой момент взять на себя управление системой, что не снижает требований к подготовке таких специалистов.
Шум и вибрация аэродинамического происхождения в турбокомпрессоре
Появление этой силы связано с наличием разности давлении на вогнутую и выпуклую стороны профиля лопатки, возникающей при обтекании криволинейного профиля высокоскоростным потоком. Типичный вид эпюры давлений по обводу профиля лопаток осевой турбины приведен на рис. 2.3 б. Полное давление потока на входной кромке лопатки равно Pi . Как видно, давление на вогнутой стороне лопатки больше давления на выпуклой стороне, где на значительной части профиля текущее значение давления меньше давления за турбиной Рг. Такой характер эпюры давления объясняется действием на частицы газа сил инерции, возникающих при движении в криволинейном межлопаточном канале, что приводит к взаимному соударению между частицами газа и элементами конструкции турбокомпрессора, в результате чего появляется шум и собственная корпусная вибрация (СКВ) аэродинамического происхождения.
Уровень шума тепловозных дизелей при наддуве резко повышается, особенно в области высоких частот, что обусловлено работой компрессора.
Основным источником шума турбокомпрессора является центробежный компрессор. Шум центробежного компрессора излучается всасывающим и нагнетательным трактами, а также корпусом турбокомпрессора. В отдельных случаях источником высокочастотного шума может служить и газовая турбина [51].
В бездефектных турбокомпрессорах постоянного давления основным источником шума является центробежный компрессор [50, 51]. У центробежного компрессора спектр шума на всасывании имеет, как правило, ярко выраженные дискретные составляющие на высокой частоте, равной или кратной произведению: Jknz — 60 " где и - частота вращении ротора турбокомпрессора, об/мин; z - количество лопаток компрессора; к -натуральное число.
Этот вид шума от неоднородности потока, получивший название сиренный, наиболее неприятен из-за высокой интенсивности и тональности. Он возникает в результате воздействия неравномерного поля скоростей на диффузор. Результаты вычислений частот звуковых колебаний, вызываемых работой газового и компрессорного колёс турбокомпрессора, при частоте вращения ротора соответственно 320 и 1200 об/мин, сведены в табл. 2.1.
Аэродинамический шум центробежных компрессоров включает в себя вихревой шум и шум от неоднородности потока. Шум аэродинамического происхождения незаглушенного центробежного компрессора с хорошо сбалансированным ротором значительно больше по интенсивности, чем шум механического происхождения. Последний может играть существенную роль в случае снижения тем или иным способом аэродинамического шума, особенно шума всасывания. Шум на всасывании центробежного компрессора зависит от ряда физических и конструктивных факторов. Вихревой шум на всасывании связан с беспорядочными пульсациями, завихрениями и турбулизацией потока, возникающими при движении воздуха в каналах рабочего колеса.
С точки зрения образования шума наибольший интерес представляют наличие лопаточного диффузора, диаметр колеса и окружная скорость колеса щ , большую роль играют также радиальный зазор между рабочим колесом и лопатками диффузора, число лопаток диффузора и угол их наклона. Определённое значение имеет соотношение чисел лопаток рабочего колеса и диффузора.
Сиренный шум у центробежных компрессоров определяется, главным образом, наличием лопаточного диффузора. Его интенсивность зависит от соотношения чисел лопаток ротора и диффузора, радиального зазора между ними, степени неравномерности потока за колесом, окружной скорости иг и др. [50,51].
В случае безлопаточного диффузора шум от неоднородности потока обусловлен наличием опорных соединительных штифтов в безлопаточном диффузоре, которые фактически играют в шумообразовании ту же роль, что и лопатки в лопаточном диффузоре. Но в связи с их большим удалением от колеса и малой площадью поверхности интенсивность шума от них, как правило, меньше сиренного шума. При неудовлетворительной конструкции они могут играть весьма существенную роль в образовании тонального шума на частоте fbv и ее гармониках. Кроме того, препятствием в потоке могут служить язык улитки, несимметричность диффузора, различные выступы и неровности в нагнетательном тракте корпуса компрессора. На входе в компрессор препятствием, возмущающим поток, являются обычно ребра жесткости корпуса. Поток, возмущенный ребрами, поступает в компрессор и усиливает срывные явления и вихревой шум.
Описание экспериментальной установки
Экспериментальная установка включает в себя следующие основные части: а) испытательный стенд; б) виброизмерительная и записывающая аппаратура.
Диагностирование подшипников турбокомпрессора может производиться различными способами. Один из способов — разгон ротора исследуемого турбокомпрессора до необходимой частоты вращения с последующим отключением подаваемого воздуха. Большая инерция вращения ротора позволяет в течение определенного периода времени поддерживать неизменными обороты, в течение которого необходимо провести замеры. Данный способ был не принят в силу ряда причин, основная из которых — быстрый спад частоты вращения от установленной и, как следствие, большая погрешность в оценке уровня вибрации в момент измерения. Кроме того, значительные затраты времени на получение точной частоты вращения усложняют исследования при необходимости получения данных для большого количества опытов.
Второй способ заключается в измерении собственной корпусной вибрации при постоянных оборотах ротора без отключения подаваемого под давлением воздуха от сети. Точки установки вибродатчика выбирались не только около подшипниковых узлов, но и по корпусу турбокомпрессора.
Для измерения СКВ использовался прибор ВШВ-003-М2, к которому через усилитель ВПМ-І01 подсоединялся пьезоэлектрический вибропреобразователь ДН-4-М1 № 5213 производства ООО «Измеритель» (г. Таганрог). Техничесик характеристики прибор ВШВ-003-М2 сведены в табл. 3.1. Конструктивное устройство вибропреобразователя представлено на рис. 3.5, технические характеристики сведены в табл. 3.2. Дня установки вибропреобразователя на турбокомпрессор использовался постоянный магнит RFT. Для визуального контроля виброакустического сигнала использовался электронный осциллограф. Вибросигнал записывался на магнитную ленту Б-3716 звукозаписывающего магнитофона и подвергался частотному разложению на прецизионном спектроанализаторе типа 2130/4710 фирмы "Bruel & Kjaer" (Дания). Для контроля частоты вращения использовались стрелочные и стробоскопические тахометры.
Проведенные исследования показали, что уровни собственной корпусной вибрации, замеренные при одинаковых условиях в различных точках на корпусе турбокомпрессора, могут существенно отличаться между собой. В любом режиме работы турбокомпрессора наиболее интенсивно шумящим узлом является газовый аппарат турбины, а при больших оборотах и компрессора, уровень виброускорений которых превосходит уровни в других точках. Меньшие значения уровня СКВ относятся к меньшей величине зазоров в подшипниках. Зависимости общих уровней корпусной вибрации в различных точках корпуса турбокомпрессора от изменения радиального зазора в подшипниках ротора даны на рисунках 3.6 и 3.7. Зависимости общих уровней вибрации в различных точках корпуса турбокомпрессора при постоянном радиальном зазоре в подшипниках ротора и изменений частоты вращения ротора даны на рисунках 3.8 — ЗЛО.
Из анализа графиков, представленных на рис. 3.6 и рис 3.7 чётко видно, что на всех контрольных точках растёт амплитуда СКВ. При вращении ротора на частоте 1200 об/мин отмечается пропорциональное увеличение общего уровня вибрации с ростом радиального зазора в подшипниках, особенно в точках, расположенных в непосредственной близости к подшипникам.
Поскольку регулирование оборотов ротора турбокомпрессора осуществлялось изменением величины давления воздуха в питающей сети, то уровень шума газа в турбинном аппарате при повышении частоты вращения ротора значительно увеличивается. Это приводит к тому, что при вращении ротора на высоких частотах величина вибрации на корпусе турбокомпрессора в большой степени определяется вибрацией аэродинамического происхождения и прямо не зависит от технического состояния подшипников.
Однотретьоктавные спектры мощности СКВ на контрольной точке № 1 соответственно для частоты вращения вала ротора 320 и 1200 об/мин, полученные в результате обработки экспериментального материала, представлены на рис. 3.11 и рис 3.12. Для остальных контрольных точек турбокомпрессора однотретьоктавные спектры мощности СКВ сведены в приложении 2.
Спектральный анализ вибрационных сигналов с различных точек корпуса турбокомпрессора позволяет утверждать, что для снижения методической погрешности измерений следует использовать данные с соблюдением постоянства начальных условий эксперимента. Спектральный состав вибраций в различных точках на корпусе турбокомпрессора
Диагностика уровня ускорений СКВ
Примем, что турбокомпрессор находится в одном из четырех состояний: исправном (отличном или хорошем), работоспособном (удовлетворительном) или неисправном (неудовлетворительном или недопустимом).
Исправное состояние имеет место, когда параметры СКВ агрегата полностью соответствуют начальным значениям и при этом не требуется отключение агрегата для технического осмотра или ремонта.
Неисправное техническое состояние возникает при таких повышениях параметров СКВ, которые требуют отключения турбокомпрессора из эксплуатации (неудовлетворительное техническое состояние — повышенные радиальные зазоры в подшипниках и др.) для отправки на ремонт и постановки тепловоза на неплановый ремонт.
Таким образом, цель диагностики СКВ состоит в определении одного из трех дискретных (из всего множества) вибрационных технических состояний и его оценки, исходя из принятых вибрационных норм.
Для решения поставленной цели нужно иметь закономерности изменения выходного виброакустического сигнала в виде напряжения от технического состояния в виде [29] ЩО =f(Z, W) + & (4.3) где выходное напряжение зависит от параметров силовых воздействий Z и окружающих условий Wfe т.е. из рис. 4.1 видно, что И і) —f(Z) =f(X{).
Если параметры СКВ имеют повышенные значения (подшипники турбокомпрессора находятся в неудовлетворительном состоянии или недопустимом состоянии), то возникает задача установления вида и места возникновения дефектов, а также определения степени их развития. При этом необходимо постоянство параметров силовых возмущений и окружающих условий, W= const, Z= const, = const. Тогда #) = /№.Д) (4.4) и выходное напряжение датчика определяется только параметрами конструктивных узлов, а СКВ будут являться признаками дефектов.
Сопоставление признаков дефектов — вибрационных норм с априорно известными признаками типовых дефектов, т.е. с нормами, дает возможность получения диагноза о техническом состоянии тягового агрегата локомотива.
Повышение эксплуатационной надежности турбокомпрессора можно достичь путем ремонта по фактическому техническому состоянию. Такой метод связан с необходимостью иметь систему безразборного диагностирования агрегата.
Здесь надежность диагноза, построенного на измерении параметров СКВ, определяется, в основном, двумя факторами [29]: 1) точностью измерения параметров СКВ в заданном режиме; 2) точностью выбора математического уровня связи диагностических параметров вибрации со структурными.
Требования, которые могут быть предъявлены к математическому описанию, обоснованию функции изменений структурного параметра, в основном, сводятся к следующему. Функция должна [29]:
1) учитывать физическую картину изменения параметра, в частности, внутренние и внешние факторы, случайную величину скорости и характер изменения параметра, межконтрольную наработку и т.д.;
2) быть возрастающей, отражать интегральный характер изменения параметра состояния элемента в зависимости от наработки или срока службы;
3) быть универсальной, характеризующей линейную, степенную, экспоненциальную и другие зависимости изменения параметра от наработки (срока службы);
4) содержать небольшое число коэффициентов, что облегчает прогнозирование, обеспечивает возможность составления простых номограмм, таблиц, а также использование простых формул.
Как показали результаты экспериментальных данных исследований, вибрационные характеристики турбокомпрессора имеют сложную пространственно-временную структуру. Общие уровни СКВ, измеренные в различных точках на корпусе, имеют разные уровни с определенным разбросом, обусловленным различной удаленностью от источников вибрации, а разброс общих уровней в одинаковых точках турбокомпрессора одного типа объясняется случайными технологическими отклонениями при ремонте и сборке. Кроме того, по мере износа деталей (подшипников, посадочных мест под подшипник в его корпусе и т.д.), изменения дисбаланса ротора из-за нагарообразования и изменения воздушных зазоров в рабочих полостях происходит непрерывное увеличение уровней СКВ. Составляющую монотонного изменения уровня СКВ можно определить построением уровня линейной регрессии. Таким образом, можно сделать вывод о том, что общие уровни СКВ турбокомпрессора зависят от технического состояния подшипников скольжения, от величины дисбаланса ротора, от натяга при установке подшипников в корпусе, от количества и качества смазки и состояния поверхности газовых полостей.
