автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.13, диссертация на тему:Использование высокочастотных составляющих спектра колебаний центробежного насоса для выявления трещин вала в процессе эксплуатации

На правах рукописи

004617933

ХАЛИТОВ ТИМУР ФЛЮРОВИЧ

ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ВЫСОКОЧАСТОТНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ СПЕКТРА КОЛЕБАНИЙ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА ДЛЯ ВЫЯВЛЕНИЯ ТРЕЩИН ВАЛА В ПРОЦЕССЕ ЭКСПЛУАТАЦИИ

Специальность 05.02.13 - «Машины, агрегаты и процессы» (машиностроение в нефтеперерабатывающей промышленности)

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

1 б при 20?0

Уфа 2010

004617933

Работа выполнена на кафедре «Технологические машины « оборудование» Уфимского государственного нефтяного технического университета

Научный руководитель:

доктор технических наук Закирничная Марина Михайловна.

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Ишемгужин Евгений Измайлович;

кандидат технических наук Нафиков Азамат Фанович.

Ведущая организация:

ГОУ ВПО «Казанский государственны технологический университет».

Защита состоится 28 декабря 2010 г. в 15-00 часов иа заседании совета по защите докторских и кандидатских диссертаций Д 212.289.05 при Уфимском государственном нефтяном техническом университете по адресу: 450062, Республика Башкортостан, г. Уфа, ул. Космонавтов, 1.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Уфимского государственного нефтяного технического университета.

Автореферат разослан 28 ноября 2010 г.

Ученый секретарь совета

Лягов А.В.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

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 виброакусгическая 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: Д.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, изменения статистических характеристик вибросигнала в области Первой собственной частоты. Данные методы эффективны для выявления поперечных трещин, но вместе с тем требуют более точного и, дорогостоящего оборудования, высокой квалификации персонала. Вследствие этого применение их для диагностики центробежных насосных агрегатов (ЦНА), составляющих значительную часть оборудования роторного типа предприятий нефтеперерабатывающей про-

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 вагу ротора центробежного насоса на основании исследований модальных параметров роторной системы и спектрального анализа колебаний в высокочастотной области.

Задачи исследования

1. Анализ причин разрушения валов роторов центробежных насосов в процессе эксплуатации.

2. Создание лабораторной установки, имитирующей простейшую ротационную машину, для проведения исследований роторной системы «вал - диск» вибродиагностическими методами.

3. 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 (ПК) ANS YS.

4. 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.

5. 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-

ленных информативных мод колебаний, которыми, например, для роторных систем одноступенчатых консольных насосных агрегатов являются третья, шестая, седьмая и девятая.

2. 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. ■ ■

3. 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 СКЗ 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 и 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.); У Международной учебно-научно-практической конференции «Трубопроводный

транспорт - 2009» (г. Уфа, 2009 г.); Всероссийском научно-практическом семинаре «Энергоэффективность 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 тексгг, 44 рисунка, 19 таблиц, 6 приложения.

СО,ДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы диссертации, формулируется её цель и основные положения, выносимые на защиту.

Первая глава посвящена описанию области применения и классификации ЦНА, эксплуатируемых на предприятиях нефтеперерабатывающей промышленности, обзору их основных дефектов, повреждений и наиболее распространенных методов диагностирования, исследованию причин разрушения валов роторов центробежных насосов и образования дефектов типа трещин на валу ротора, а также анализу существующих методов их выявления.

В настоящее время значительную часть оборудования предприятий нефтеперерабатывающей промышленности - порядка 40 %, занимает различного рода насосно-компрессорное оборудование, причем около 80 % приходится на долю ЦНА. От их безотказной работы зависит безопасность и непрерывность технологического процесса. В процессе эксплуатации данный тип оборудования подвержен различным видам разрушения и образования дефектов. Большая часть дефектов выявляется Методами виброакустической диагностики, основы которых были заложены исследованиями И.И. Артоболевского, A.B. Баркова, СЛ.. Цифанского, А.Г. Соколовой, Ф.Я. Балицкого, М.Д. Генкина, К.В. Явленского, А.К. Явленского, АЛ. Горелика, А.Р. Ширмана, Е.И. Ишемгужина, Д.Е. Бентли, Р.Б. Рандала, Д.Р. Хартинга и др.

ЦНА состоит из большого числа взаимодействующих элементов, относительное перемещение которых порождает колебательные процессы, усиливаю-

щиеся и изменяющиеся по мере развития и накопления в процессе эксплуатации дефектов и неисправностей. При этом каждый дефект вносит свой вклад в общее вибрационное состояние механизма, поэтому вибрационный сигнал при правильной его обработке и интерпретации обладает достаточно емкой информацией о состоянии и глубине развития дефекта.

Валы несут основную нагрузку при передаче крутящего момента от привода к насосу. В процессе длительной эксплуатации в результате действия термических, циклических и механических нагрузок повышается вероятность зарождения и развития трещин. Как показал анализ литературных и статистических данных, основными причинами образования и развития трещин являются: конструктивные концентраторы напряжений; дефекты металлургического характера; поверхностные и подповерхностые дефекты изготовления; дефекты, возникающие при ремонте валов и пр.

Значительный вклад в развитие методов диагностирования дефектов валов роторного оборудования внесли исследования таких отечественных и зарубежных авторов, как А.Г. Костюк, А.З. Зиле, K.JI. Израилев, ГЛ. Шульженко, В.А. Кара-сев, A.M. Акбердин, А. Димарогонос, К. Пападопь:олус, Б. Грабовски, Р. Гаш, Ш. Нельсон, О. Бернасонни, И. Майес, В. Дэвиес, И. Имам, С. Азаро и др. Основная доля исследований в данных работах направлена на определение характера влияния поперечных трещин на динамическое поведение роторных систем, а также выявление диагностических признаков, соответствующих их появлению и развитию. В большинстве работ, посвященных проблеме диагностики трещин на валах оборудования роторного типа, в качестве диагностических признаков предлагается использовать амплитудно-частотные характеристики низкочастотных гармонических составляющих спектров вибросигнала. Однако диагностирование поперечной трещины представляет сложность в связи с тем, что в процессе эксплуатации ЦНА происходит развитие и накопление неисправностей, таких как дисбаланс, перекос оси вала ротора и привода и др., выявляемых посредством таких же диагностических признаков. Соответственно обнаружение дефекта происходит при достижении Им размера от 30 до 50 % поперечного сечения вала на стадии близкой к разрушению. Исследования K.JI. Израилева, А.З. Зиле, Г.Н. Шульженко, А.М. Акбер-дина, В.В. Баженова, В. Дэвиеса, И. Майеса, И. Имама, С. Азаро, Р- Гаша, Ш. Нельсона и др. посвящены разработке методик диагностирования поперечных трещин на основе анализа вибрации в процессе выбега ротора на критических частотах, субгармонических резонансах на оборотной частоте, а также изменения статистических характеристик вибросигнала в области первой собственной частоты.

Преимуществом этих методов является большая чувствительность к дефектам типа поперечной трещины. Однако для их реализации требуется более точное и дорогостоящее оборудование, высокая квалификация персонала, что в свою очередь делает их применение для диагностики ЦНА нецелесообразным.

Проведенные исследования и анализ литературных данных показал необходимость определения дополнительных более информативных., по сравнению с существующими, диагностических признаков поперечной трещины на валу ротора центробежного насоса.

Так как появление усталостных трещин приводит к изменению собственных частот конструкции, то, установив зависимость между величиной этих изменений и местоположением дефекта, а также степенью его развития, возможно использование данных характеристик в качестве диагностических признаков. С появлением мощных вычислительных программных комплексов, основанных на методе конечных элементов, стало возможным определение модальных параметров сложных конструкций в широком частотном диапазоне, не прибегая к дорогостоящим и трудоемким натурным экспериментам. В совокупности с современным виброизмерительным оборудованием и программными продуктами, предназначенными для обработки данных вибросигнала, это может позволить анализировать изменение спектра вибрации в области собственных частот в средне- и высокочастотном диапазоне, в котором не проявляет:« большая часть основных неисправностей.

Во второй главе приводи- 'ед описание лабораторной установки, имитирующей простейшую роторную систему «вал - диск» (рисунок 1), используемую для изучения влияния поперечной трещины на вибрационные свойства ротора.

а) б)

Рисунок 1 - Общий вид (а) и схема (б) лабораторной установки

Лабораторная установка состоит из горизонтального вала 1, на котором с помощью зажимного винта закреплен стальной диск 2. Диаметр консоли вала равен 7,5 мм, диаметр пролета - 12 мм. Для вала лабораторной установки была выбрана сталь 40Х (ГОСТ 4543-71), как наиболее употребляемая при изготовлении валов насосных агрегатов. Вал вращается в опорах 3. Каждая опора представляет собой металлический корпус, укрепленный на станине-основании 4. В корпусе опоры размещается латунная втулка, играющая роль подшипника скольжения.

Вращение вала осуществляется электродвигателем постоянного тока 5 номинальной скоростью вращения 2750 об/мин через гибкую муфту 6.

Для определения максимального размера наносимого трещиноподобного дефекта был проведен расчет критической глубины трещины. Расчет на статическую прочность вала лабораторной установки показал, что напряжения в сечении А и Б отличаются незначительно и составляют, соответственно, 25,6 МПа и 24,6 МПа, и недостаточны для образования усталостных дефектов. Исходя из литературных данных и опыта эксплуатации ЦНА, известно, что усталостные трещины в большинстве случаев возникают в местах локаций; конструктивных концентраторов напряжений, поверхностных и подповерхностых дефектов изготовления (поверхностные и внутренние микротрещины, поры, расслоения, флокены и т.д.).

Поэтому далее была проведена оценка влияния микродефектов на напряженно-деформированное состояние (НДС) вала лабораторной установки. Расчеты проводились при условии наличия поверхностной микротрещины глубиной 10, 50, 100, 150, 200 мкм. Для расчета использовалась упрощенная идеализированная модель: вал был представлен как консольно-закрепленная балка 1фуглого сечения с приложенной на конце изгибающей нагрузкой. Величина нагрузки рассчитывалась таким образом, чтобы напряжения, возникающие на внешнем контуре, соответствовали эквивалентному напряжению, рассчитанному по Ш теории прочности от рабочих нагрузок.

Расчет проводился в ПК ANS YS, основанном на методе конечных элементов. При создании расчетной конечно-элементной модели (КЭМ) использовался шестигранный двадцатиузловой элемент 2-го порядка SOLID95, В области дефекта (фронта трещины) выполнено сгущение сетки конечных элементов. Консольное закрепление моделировалось посредством ограничения перемещений по всем степеням свободы узлов конечных элементов, принадлежащих торцевой грани. Трещина в поперечном направлении моделировалась отсутствием граничных условий в сечении (полного закрепления в заделке) в соответствии с ее длиной.

При оценке НДС было определено, что эквивалентные напряжения в вершине поверхностной микротрещины длиной от 10 до 200 мКм находятся в диапазоне от 560 МПа до 610 МПа, что в 20 и более раз превышает значение номинальных напряжений, определенных из расчета на статическую прочность. В качестве примера на рисунке 2 приведено распределение эквивалентных напряжений в вершине микротрещины глубиной 100 мкм. Проведенные расчеты показали, что в вершине поверхностных микротрещин возникают напряжения, превышающие предел циклической выносливости материала вала (350 МПа), т.е. происходит

I 10

формирование напряженного состояния, приводящего к повышению вероятности развития усталостных трещин.

етм» . 1ТЯГ-ЦП . . .ЛМГ+ГЧ " . КТ>1Ч ,МЛ»ЧП«

. ЛА'К-ПП , .1.-ГКТ; .<МГ*Н1* .МЛ'.*П=

Рисунок 2 - Распределение эквивалентных напряжений в вершине микротрещины глубиной 100 мкм

Критический размер трещины (О определялся из условия достижения коэффициентом интенсивности напряжения в вершине трещиноподобного дефекта циклической вязкости разрушения К /с по соотношению Ирвина К(<7тау ,1с )= К(г

и в соответствии с полученным диапазоном напряжений составил от 3,1 до 3,5 мм. Для исследований максимальный размер трещиноподобного дефекта был принят равным 3 мм и наносился на вал электроискровым методом в виде поперечного надреза шириной 200 мкм. В качестве мест наибольшей вероятности образования усталостных трещин было выбрано сечение А, соответствующее гал-тельному переходу с диаметра вала под подшипник на диаметр консоли, и сечение Б - галтельный переход с диаметра вала консоли на диаметр посадки под рабочее колесо (рисунок 1, б). Выбор данных сечений был проведен на основании анализа литературных данных и опыта эксплуатации ДНА. Первая партия валов изготавливалась с дефектом в сечении А, вторая - в сечении Б. Размеры дефектов были приняты 0,5; 1;2;2,5 и 3 мм, что соответствует 3, 10, 20, 30, 40 % поперечного сечения вала.

Третья глава посвящена определению характера влияния параметров трещиноподобного дефекта на валу роторной системы лабораторной установки на ее вибрационные и модальные характеристики.

Из анализа литературных данных известно, что наличие трещины приводит к изменению (ассиметрии) жесткости роторной системы в двух взаимно-перпендикулярных направлениях в зависимости от ее пространственного положения. Причиной этого является эффект периодического открытия и закрытия (дыхания) трещины в процессе вращения в результате действия на систему собственного веса ротора, неуравновешенных сил инерции, приложенного изгибающего

момента. В свою очередь асснметрня жесткости вызывает появление новых компонент вибрационного сигнала.

При оценке технического состояния насосных агрегатов в соответствии с международными и российскими стандартами и нормативно-техническими рекомендациями в качестве нормируемых параметров в большинстве случаев применяют среднеквадратичное значение (СКЗ) виброскорости. Замеры данного параметра вибрации осуществлялись в точках I и II в горизонтальном (Г) и вертикальном (В) направлениях при условии бездефектного состояния вала и с трещинопо-добным дефектом различного размера (см. рисунок 1, б). Для проведения измерений использовался виброанализатор машинного оборудования модели С81-2115, широко применяемый в лабораториях вибродиагностики. Результаты замеров обрабатывали в программном комплексе МАВТЕЯТКЕГГО, предназначенном для частотного и статистического анализа механических вибраций.

Первоначально с целью определения влияния параметров трещиноподобно-го дефекта на изменение низших гармоник оборотной частоты, по уровням амплитуд и анализу изменений которых обычно делается вывод о техническом состоянии агрегата, были проведены замеры СКЗ виброскорости в низкочастотном диапазоне колебаний от 0 до 400 Гц. Полученные спектры представлены на рисунках 3 и 4. Анализ результатов исследований показал, что при увеличении размера трещины наблюдается плавный рост амплитуды гармоники первой оборотной составляющей вибрации и более интенсивный рост второй. Рост амплитуды первой гармоники происходит 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 первой оборотной частоте в основном зависит от изначальной неуравновешенности ротора из-за дефектов изготовления и Монтажа, а незначительное увеличение - от дополнительного прогиба в сторону трещины. Более интенсивный рост амплитуды второй гармоники есть следствие влияния эффекта «дыхания» поперечной трещины в процессе вращения ротора. Помимо изменений амплитуд первой и второй гармоники, рост глубины трещино-подобного дефекта приводит к появлению дополнительных компонент вибрационного сигнала на других гармониках, увеличение уровня вибрации которых незначительно по сравнению с первой и второй.

Анализ полученных данных подтверждает необходимость и целесообразность использования средств вибродиагностики да.-; выявления и контроля зарождающихся и развивающихся усталостных поперечаых трещин. Однако по результатам такого рода измерений сделать вывод о наличии либо отсутствии дефекта

можно с определенной степенью вероятности, так как известно, что на гармониках в низкочастотном диапазоне проявляются и другие дефекты, такие как неуравновешенность ротора, нарушение соосности валов и др.

40%

Частота, Гц

еэз 15с гге ^ Частота, Гц

а)

6)

а - в горизонтальном направлении; б - в вертикальном направлении Рисунок 3 - Спектр СКЗ виброскорости при трещиноподобном дефекте в сечении А

40%

40%

и

2

% - 2

/ О

|

ю

СО п

0 50 153 25С 35Э

Частота, Гц

а)

а - в горизонтальном направлении; б - в вертикальном направлении Рисунок 4 - Спектр СКЗ виброскорости при трещиноподобном дефекте в сечении Б Еще одним недостатком описанной диагностической модели является сложность определения местоположения дефекта. Основным отличием спектров СКЗ виброскорости является лишь то, что трещиноподобный дефект в сечении А вызывает большие амплитуды вибрации по сравнению с дефектом в сечении Б.

Известно, что появление какого-либо дефекта, нарушение целостности кон-

струкции приводит к изменению ее собственных частот и форм колебаний. Данное явление имеет место и проявляется более интенсивно на тех собственных частотах, кривизна формы мод которых имеет наибольшие перемещения в месте локации дефекта. Поэтому на следующем этапе в ПК ANS YS был проведен модальный анализ роторной системы «вал - диск» экспериментальной лабораторной установки при условии бездефектного состояния вала и при наличии трещиноподобного дефекта глубиной 0,5; 1; 1,5; 2; 2,5; 3 мм в сечении А и, соответственно, в сечении Б.

Модальный анализ выполнялся с применением метода Ланцоша, реализованного в ПК ANSYS и использующего полные матрицы жесткосгей и масс системы. Построение расчетной КЭМ (рисунок 5) роторной системы проводилось в среде препроцессора PREP7 ПК ANSYS. При создании сетки конечных элементов вала и диска использовался шестигранный двадцатиузловой элемент 2-го порядка SOLID95. Подшипниковые опоры моделировались парами специальных пружинно-демпферных двухузловых элементов COMB IN 14, работающих на растяжение -сжатие вдоль осей OY и OZ (вертикальной и горизонтальной оси) в плоскости расположения подшипников. Один узел элемента принадлежит КЭМ роторной системы и находится на ее осевой линии, а другой идеализировано закреплен в точке пространства и полностью ограничен в перемещениях вдоль всех направлений декартовой системы координат. Для описания упругих свойств подшипниковой опоры пружинно-демпферным элементам была задана жесткость 10 МН/м.

Рисунок 5 - Конечно-элементная модель роторной системы Значения собственных частот анализировались в диапазоне от 1 до 3000 Гц. Было выявлено, что в этом диапазоне заключено восемь мод колебаний исследуемой системы. Определено, что при наличии трещиноподобного дефекта в сечении А происходит значительное изменение значений собственных частот второй и третей изгибных мод колебаний, а трещиноподобного дефекта в сечении Б - четвертой и восьмой. В свою очередь, пятая и шестая изгибные моды колебаний слабо

реагируют на наличие дефекта, так как форма колебаний в месте локации трещины имеет малое перемещение. Моды, наиболее чувствительные к появлению и росту трещиноподобного дефекта (таблица 1), и их собственные частоты далее обозначены как информативные, а диапазоны их изменения в зависимости от размера дефекта - как информативные частотные диапазоны.

Таблица 1 - Информативные моды колебаний роторной системы «вал - диск» и их

С целью определения частотных диапазонов проявления трещиноподобного дефекта и сопоставления с результатами, полученными при модальном анализе роторной системы, на следующем этапе было проведено измерение вибрации в широком частотном диапазоне от нуля до 3000 Гц. В качестве информативной характеристики было выбрано СКЗ виброускорения, так как данный параметр более чувствителен к составляющим вибросигнала в средне- и высокочастотной области. Результаты замеров с последующей обработкой данных в ПК МА8ТЕКТЫЩО представлены на рисунках 6,7.

а) б)

а - в горизонтальном направлении; б - в вертикальном направлении Рисунок 6 - Спектр СЮ виброускорения при поперечном надрезе в сечении А

а) б)

а - в горизонтальном направлении; б - в вертикальном направлении Рисунок 7 - Спектр СКЗ виброускорения при поперечном надрезе в сечении Б

Было определено, что с ростом глубины лрещиноподобного дефекта вследствие потери жесткости вала происходит смещение диапазонов повышенной вибрации в области собственных частот в сторону уменьшения. При дефекте в сечении А смещение диапазона повышенной вибрации происходит с 400 Гц до 320 Гц,

в сечении Б - с 920 до 780 Гц и с 2450 до 1900 Гц.'Помимо этого наблюдается повышение амплитуды спектра в области выявленных диапазонов. Данные диапазоны соответствуют области третьей, четвертой и восьмой модам колебаний, определенных с использованием модального анализа.

Таким образом, результаты модального анализа коррелируют с результатами вибродиагностических исследований, основанных на спектральном анализе СКЗ виброускорения. Сравнение результатов модального и спектрального анализов представлено на рисунке 8.

£ 400 | 380

и п

9 360

с

я

I 340

V

| 320 и

£ 950 ¡2 900 ё 850

| 800 I 750

4-,

-нн*Модэльиыи анализ, вертикальное направление -•»Модальный анализ, горизонтальное направление <**«*»СКЗ виброускорения, вертикальное направление •нг-СКЗеибрюускоренил, горизонтальное направление

03 1 1,5 2 2,5 3 Глубина трещины, мм

а)

к

V 1—

0,5

б)

1,5 2 2,5 3 Глубина трещины, мм

.д. 2500 я 2400 Б 2300

IV

* 2200

| 2100 «

5 2000 2'1900

.......

0,5

В)

1,5 2 2,5 3 Глубина трещины, (им

а - треггья мода при дефекте в сечении А; б - четвертая мода при дефекте в сечении Б; в - восьмая мода при дефекте в сечении Б Рисунок 8-Завнсимосп. собственных частот колебаний от глубины трещины В четвертой главе приводится описание исследований по определению модальных параметров роторных систем реальных насосов с целью выявления информативных частотных диапазонов проявления трещиноподобного дефекта. Для исследований были выбраны роторные системы насосов Марок НК 210/200, НК 200/120 и НК 65/35, входящих в группу консольных, одноступенчатых насосных агрегатов типаНК приводной мощностью до 100 кВт, подачей до 360 м3/ч и напором до 320 м, получивших наибольшее применение на предприятиях нефтепереработки.

Известно, та» детали насоса, за исключением корпуса, имеют унифицированную геометрию и различаются лишь исполнительными размерами. Основным конструктивным элементом насоса является ротор, представляющий собой вал с рабочим колесом, втулкой, подшипниками, шпонками, уплотнительными кольцами и т.д. Анализ чертежей валов насосов одной марки различных производителей выявил, что валы могут иметь различия в длинновых размерах, диаметрах, количестве ступеней вала, исполнении галтельных переходов и т.д.

Расчет собственных частот и форм колебаний роторной системы насоса НК 210/200 был проведен при трех исполнениях вала. Два исполнения отличаются длинами консольных и межопорных частей вала, третье имеет упрощенную геометрию вала: отсутствие ступеней в межопорном пролете, идеализированное построение галтельных переходов и фасок. Исследования проводились на роторных системах «вал - рабочее колесо», твердотельные модели которых были созданы в программе SOLID WORKS. Расчет осуществлялся посредством модального анализа в ПК ANS YS. В целом, создание расчетной КЭМ роторной системы «вал - рабочее колесо» (рисунок 9) проводилось аналогично методике, описанной в главе 3 при построении КЭМ роторной системы экспериментальной установки. В результате проведенных расчетов было выявлено, что разница модальных параметров в зависимости от исполнения незначительна и составляет менее 5 %. Следовательно, для дальнейших исследований можно использовать упрощенную модель, что облегчает процесс построения вала и создание его КЭМ.

На следующем этапе были определены модальные параметры роторных систем насосов НК 210/200, НК 200/120 и Ж 65/35. В результате было установлено, что роторные системы рассматриваемых марок насосов имеют схожие формы колебаний на одинаковых модах (таблица 2). Следовательно, трещиноподобный дефект в зависимости от местоположения на валу будет проявляться на одинаковых модах.

Пружинно-демпферные элементы

Рисунок 9 - Конечно-элементная модель роторной системы «вал - рабочее колесо» насоса НК 210/200

Таблица 2 - Собственные частоты и формы колебаний роторных систем насосовНК 210/200, НК 200/120 и НК 65/35

Номер собственной частоты

Собственные частоты и формы колебаний роторных систем

НК 210/200

НК 200/120

НК 65/35

Значение частоты, Гц

Форма колебания

Значение частоты, Гц

Форма колебания

Значение частоты, Гц

Форма колебания

482,65

449,17

525,18

ммвШ

4

600,11

4

679,51

916,53

в®

874,33

813,71

1019,50

1224,30

1156,20

1462,60

2054,90

1693,60

1771,40

Поэтому далее были проведены расчеты модальных характеристик для роторных систем насосов марок НК 210/200 и НК 65/35 для условий наличия трещи-ноподобного дефекта в двух различных сечениях и для различных его размеров. В соответствие с методикой, описанной в главе 2, было определено, что критический размф для валов роторных систем НК 210/200 и НК 65/35 составил, соответственно, 20 и 22 мм или порядка 30 % поперечного сечения вала в плоскости расположения дефекта, что соответствует литературным данным и опыту эксплуатации насосных агрегатов. Трещиноподобный дефект моделировался как поперечный надрез радиусом раскрытия 10 мкм в местах наиболее вероятного образования усталостной трещины (конструктивные концентраторы напряжений): галтельный переход с диаметра вала под передний подшипник на диаметр консоли и место изменение диаметра под посадочное место рабочего колеса:

- для роторной системы НК 65/35 - 3; 5; 10; 15; 20 мм, что соответствует 2; 5; 10; 20; 30 % от поперечного сечения вала в плоскости расположения дефекта;

- для роторной системы НК 210/200 - 3; 5; 10; 15; 18; 22 мм, что соответствует 1,5; 3; 10; 15; 22; 30 % от поперечного сечения вала в плоскости расположения дефекта.

В результате было определено, что информативными модами колебаний при локации дефекта в первом случае является третья мода, во втором - шестая, седьмая и девятая. Проведенные исследования позволили определить экспоненциальные зависимости (рисунок 10) значепнн информативных собственных частот от размера трещиноподобного дефекта вида

где х - размер трещиноподобного дефекта;

/у - информативная собственная частота I - й моды роторной системы при дефекте глубиной х\

У} - значение информативной собственной частоты г - й моды при бездефектном состоянии вала роторной системы;

- степенной коэффициент i - й моды, одинаков для информативных мод со схожей формой колебаний.

Использование полученных зависимостей совместно с анализом спектров колебаний в областях информативных собственных частот роторной системы может позволить определить размер трещиноподобного дефекта.

2250

~~ 1 1 .V 1699, Зе-°'°°5'

..... \-«Н12.6е-"04,1 Т —

-1-т-^ I у-9?7.23е°'к,[

■ '

»-«^Пе*-«1*!

|

20 30

Глубина трещины, %

а)

ю

20 30

Глубина трещины, %

б)

Рисунок 10 - Зависимость информативных собственных частот роторных систем НК 210/200 (а) И НК 65/35 (б) от размера трещиноподобного дефекта

В пятой главе разработан алгоритм диагностирования дефекта типа поперечной трещины на валу ротора центробежного насоса на основании анализа мод колебаний роторной системы и спектрального анализа вибросигнала в высокочастотной области, а также остаточного ресурса вала с учетом выявленного размера дефекта (рисунок 11). Алгоритм является дополнением к процедуре стандартной виброакустической диагностики ЦНА, используемой большинством лабораторий вибродиагностики предприятий нефтепереработки, и основывается на диагностической модели, связывающей степень развития и местоположение дефекта с изменением модальных параметров роторной системы исследуемого объекта.

Диагностические признаки определяются посредством модального анализа роторной системы в бездефектном состоянии и при наличии трещиноподобного дефекта разного размера, расположенного в местах конструктивных концентраторов напряжений, определяемых из опыта эксплуатации ЦНА.

Формирование диагностических признаков дефекта проводится в несколько этапов:

- построение конечно-элементных моделей роторной системы без дефекта и с трещиноподобным дефектом различного размера и местоположения;

- проведение модального анализа роторной системы при бездефектном состоянии;

- проведение модального анализа роторной системы при наличии трещиноподобного дефекта различного размера и местоположения. Выявление информативных собственных частот;

- определение и построение зависимостей величин информативных собственных частот от степени развития трещиноподобного дефекта. Определение информативных частотных диапазонов проявления дефекта.

Рисунок 11 - Алгоритм диагностирования дефекта типа поперечной трещины на валу ротора центробежного насоса

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

1. Предложена диагностическая модель поперечной трещины на валу ротора центробежного насоса, позволяющая по результатам исследований модальных параметров роторной системы и спектрального анализа вибросигнала в высокочастотной области выявить наиболее информативные моды колебаний роторной системы, закономерности и диапазоны изменения их собственных частот в зависимости от степени развития и местоположения дефекта, что повышает вероятность выявления трещин вибродиагностическими методами.

2. На примере роторной системы лабораторной установки определено, что наиболее чувствительной к наличию и увеличению размера трещиноподобного дефекта является вторая гармоника спектра среднеквадратичных значений виброскорости. При этом рост дефекта до критического размера при его расположении в области переднего подшипника (со стороны рабочего колеса) роторной системы характеризуется увеличением амплитуды относительно бездефектного состояния в горизонтальном направлении в 9 раз, в вертикальном - в 6 раз, при расположении дефекта в области диска - в 4 и 5 раз, соответственно. Амплитуда первой гармоники по сравнению со второй чувствительна к развитию поперечной трещины только до 10 % от поперечного сечения вала.

3. Определено, что к наличию и развитию поперечной трещины среди всего спектра собственных частот роторной системы чувствительны строго определенные из них, формы колебаний которых имеют наибольшие перемещения в области локации дефекта.

4. Для роторных систем одноступенчатых насосов типа НК приводной мощностью до 100 кВт, подачей до 360 м3/ч, напором до 320 м определено, что информативными при образовании поперечной трещины в области галтельного перехода с диаметра вала консоли на диаметр посадки под рабочее колесо являются шестая, седьмая и девятая моды колебаний, в области галтельного перехода с диаметра вала посадки под подшипник на диаметр консоли - третья мода.

Установлены экспоненциальные зависимости значений собственных частот информативных мод колебаний от степени развития и местоположения трещиноподобного дефекта вида = // • ек'х, используя которые можно определить его глубину.

5. Влияние поперечной трещины на вибрационное состояние роторной системы предложено оценивать в средне- и высокочастотном диапазоне с использованием спектрального анализа среднеквадратичных значений виброускорения. При этом установлено, что развитие поперечной трещины до размера от 3 до 5 %

поперечного сечения вала, соответствующего начал}' стадии стабильного роста, вызывает повышение амплитуд вибрации в области собственных частот информативных мод колебаний в 2 раза относительно уровня шумовой составляющей, в свою очередь развитие трещины до критического размера, соответствующего началу ускоренного роста, - в 4 раза относительно уровня шумовой составляющей. Это дает возможность идентифицировать стадию развития поперечной трещины.

6. Разработан алгоритм определения наличия, степени развития и местоположения дефекта типа поперечной трещины на валу ротора центробежного насоса на основании модального анализа и спектрального анализа вибросигнала в высокочастотной области, а также оценки остаточного ресурса с учетом выявленного размера дефекта.

Содержание работы опубликованы в следующих научных трудах:

1. Халитов Т.Ф. Оценка технического состояния насосного агрегата с учетом влияния собственных частот колебаний его конструктивных элементов / Халитов Т.Ф., Закирничная М.М. // 59 научно-техническая конференция студентов, аспирантов и молодых ученых: сб. тез. докл.- Уфа, 2008. - С. 169-170.

2. Halitov T.F. Pumping unit technical condition assessment using fluctuations ei-genfrequencies of its constructive elements / I.R. Kuzeev, M.M. Zakirnichnaya, T.F. Halitov, A.S. Merkushev // International conference «Assessment of reliability of materials and structures: problems and solutions».- SPb.: Polytechnic University Publishing, 2008. -P. 192-195.

3. Халитов Т.Ф. Анализ изменения модальных характеристик ротора насосного агрегата с учетом геометрических размеров и местоположения трещины вала / Закирничная М.М., Халитов Т.Ф. // Сборник научных трудов «Инновации, проблемы машиноведения, процессов управления и критических технологий в машиностроении РБ».- Уфа: Гилем, 2009. - С. 22-24.

4. Халитов Т.Ф. Влияние дефекта типа поперечной трещины на характер изменения собственных частот колебаний роторной системы вал - колесо насосного агрегата / Закирничная .ММ., Халитов Т.Ф. // Материалы V Международной учебно-научно-практической конференции «Трубопроводный транспорт - 2009».- Уфа: Изд-во УШТУ. 2009. - С. 52-54,

5. Халитов Т,ф. Определение критической длины поперечной трещины вала ротора насосного агрегата / Закирничная М.М., Халитов Т.Ф. // Труды Всероссийского научно-практического семинара (г. Салават) «Энергоэффективность и энергобезопасность на предприятиях промышленности и жилищно-коммунального хозяйства».* Уфа: АН РБ, Гилем, 2010. - С. 273-276.

6. Халитов Т.Ф. Моделирование развития усталостной трещины в зоне концентратора напряжения на валу ротора насосного агрегата в ПК ANS YS / Закирничная М.М., Халитов Т.Ф. // Международная научно-практическая конференция «Инженерные системы - 2010». -М: РУДН, 2010. - С. 109.

7. Халитов Т.Ф. Влияние усталостной поперечной трещины на модальные и амплитудно-частотные характеристики ротора центробежного насосного агрегата/

Закирничная М.М., Халитов Т.Ф. // Научно-технический журнал «Нефтегазов дело», 2010, - том 8, - №1, - С. 187-190.

8. Халитов Т.Ф. Детектирование усталостной поперечной трещины на ва. роторной системы на основе модального анализа и впброакустической диагност ки / Халитов Т.Ф., Закирничная М.М. // Научно-технический журнал «Фундаме тальные и прикладные проблемы техники и технологии», 2010, - № 5/2, С. 124 132.

9. Халитов Т.Ф. Определение диагностических .признаков усталостной п перечной трещины на валу роторной системы / Халитов Т.Ф., Закирничная М.М. Сборник материалов 7-ой международной научно-практической коиференц: «Наука на рубеже тысячелетий».- Тамбов: ТАМБОВПРИНТ, 2010, - С. 35-38.

Подписано в печать 26.11.10. Бумага офсетная. Формат 60x80 1/16. Гарнитура «Тайме». Усл. печ. л. 1. Тираж 100. Заказ 113. ООО «Копи»

450062, Республика Башкортостан, г. Уфа, Космонавтов, 5 .

Введение

1 Насосные агрегаты, применяемое для ведения технологических процессов нефтепереработки

1.1 Классификация насосных агрегатов, их технические характеристики

1.2 Виды неисправностей центробежных насосных агрегатов

1.2.1 Дефекты основных конструктивных элементов центробежного насоса

1.2.2 Дефекты вала центробежных насосов

1.3 Методы диагностики насосных агрегатов

1.3.1 Свойства вибросигнала насосного агрегата

1.3.2 Вибрационные методы диагностики насосных агрегатов

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

2 Лабораторная установка и средства проведения замеров вибросигнала

2.1 Описание лабораторной установки для проведения вибродиагностических исследований

2.2 Описание виброанализатора СБГ 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

3.1 Выявление трещиноподобного дефекта на валу роторной системы лабораторной установки на основании спектрального анали- 61 за виброскорости

3.2 Диагностирование трещиноподобного дефекта на валу роторной системы на основании исследований собственных частот и 67 форм колебаний в ПК ANSYS

3.3 Диагностирование трещиноподобного дефекта на валу роторной системы лабораторной установки на основании спектрального 71 анализа виброускорения

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 сис- 88 темы «вал — рабочее колесо»

5 Разработка методики диагностики дефектов типа поперечной трещины на валу ротора центробежного насоса в процессе эксплуатации на основании модального анализа и виброакустической диагностики

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.З. Зиле, K.JI. 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 K.JI. Израилева, А.З. Зиле, Г.Н. Шульженко, A.M. 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, изменения статистических характеристик вибросигнала в области первой собственной частоты. Данные методы эффективны для выявления поперечных трещин, но вместе с тем требуют более точного и дорогостоящего оборудования, высокой квалификации персонала. Вследствие этого применение их для диагностики центробежных насосных агрегатов (ЦНА), составляющих значительную часть оборудования роторного типа предприятий нефтеперерабатывающей промышленности, 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

1. Анализ причин разрушения валов роторов центробежных насосов в процессе эксплуатации.

2. Создание лабораторной установки, имитирующей простейшую ротационную машину, для проведения исследований роторной системы «вал - диск» вибродиагностическими методами.

3. Определение модальных характеристик роторной системы «вал - диск» лабораторной установки, соответствующих бездефектному состоянию вала, а также характера их изменения от размера и местоположения трещиноподобно-го дефекта методом конечных элементов с использованием программного комплекса (ПК) А^Ув.

4. 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.

5. 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 определенных информативных мод колебаний, которыми, например, для роторных систем одноступенчатых консольных насосных агрегатов являются третья, шестая, седьмая и девятая.

2. 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.

3. Установлена зависимость амплитуд вибрации спектра среднеквадратичных значений (СКЗ) 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 СКЗ 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 нефтегазопереработки» и направления 150400 «Технологические машины и оборудование».

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

1. Предложена диагностическая модель поперечной трещины на валу ротора центробежного насоса, позволяющая по результатам исследований модальных параметров роторной системы и спектрального анализа вибросигнала в высокочастотной области выявить наиболее информативные моды колебаний роторной системы, закономерности и диапазоны изменения их собственных частот в зависимости от степени развития и местоположения дефекта, что повышает вероятность выявления трещин вибродиагностическими методами.

2. На примере роторной системы лабораторной установки определено, что наиболее чувствительной к наличию и увеличению размера трещиноподоб-ного дефекта является вторая гармоника спектра среднеквадратичных значений виброскорости. При этом рост дефекта до критического размера при его расположении в области переднего подшипника (со стороны рабочего колеса) роторной системы характеризуется увеличением амплитуды относительно бездефектного состояния в горизонтальном направлении в 9 раз, в вертикальном - в 6 раз, при расположении дефекта в области диска - в 4 и 5 раз, соответственно. Амплитуда первой гармоники по сравнению со второй чувствительна к развитию поперечной трещины только до 10 % от поперечного сечения вала.

3. Определено, что к наличию и развитию поперечной трещины среди всего спектра собственных частот роторной системы чувствительны строго определенные из них, формы колебаний которых имеют наибольшие перемещения в области локации дефекта.

4. Для роторных систем одноступенчатых насосов типа НК приводной мощностью до 100 кВт, подачей до 360 м /ч, напором до 320 м определено, что информативными при образовании поперечной трещины в области галтельного перехода с диаметра вала консоли на диаметр посадки под рабочее колесо являются шестая, седьмая и девятая моды колебаний, в области галтельного перехода с диаметра вала посадки под подшипник на диаметр консоли — третья мода.

Установлены экспоненциальные зависимости значений собственных частот информативных мод колебаний от степени развития и местоположения трещиноподобного дефекта вида /г = /£ • ек*-х, используя которые можно определить его глубину.

5. Влияние поперечной трещины на вибрационное состояние роторной системы предложено оценивать в средне- и высокочастотном диапазоне с использованием спектрального анализа среднеквадратичных значений виброускорения. При этом установлено, что развитие поперечной трещины до размера от 3 до 5 % поперечного сечения вала, соответствующего началу стадии стабильного роста, вызывает повышение амплитуд вибрации в области собственных частот информативных мод колебаний в 2 раза относительно уровня шумовой составляющей, в свою очередь развитие трещины до критического размера, соответствующего началу ускоренного роста, - в 4 раза относительно уровня шумовой составляющей. Это дает возможность идентифицировать стадию развития поперечной трещины.

6. Разработан алгоритм определения наличия, степени развития и местоположения дефекта типа поперечной трещины на валу ротора центробежного насоса на основании модального анализа и спектрального анализа вибросигнала в высокочастотной области, а также оценки остаточного ресурса с учетом выявленного размера дефекта.

1. Рахмилевич 3.3. Насосы в химической промышленности: Справ, изд.- М.: Химия, 1990,- 240 с.

2. Кузеев И.Р., Тукаева Р.Б. и др. Конструирование центробежного насоса: Учебное пособие. Уфа. 2001.- 78 с.

3. Ахметов A.C., Сериков Т.П., Кузеев И.Р., Баязитов М.И. Технология и оборудование процессов переработки нефти и газа.- СПб.: Недра, 2006. -868 с.

4. Берлин М.А. Ремонт и эксплуатация насосов нефтеперерабатывающих заводов М.: Химия, 1970.- 280 с.

5. Мавлюченко В.В. Динамические насосы: Атлас.- М.: машиностроение, 1984.- 84 с.

6. Нефтяные центробежные насосы: Каталог.- М.: ЦИНТИхимнефте-маш, 1973.- 35 с.

7. Степанов А.И. Центробежные и осевые насосы: Теория, конструирование и применение.— М.: Машиностроение, I960 С. 50-80.

8. Кузеев И.Р., Тукаева Р.Б., Баязитов М.И. Учебно-методическое пособие: Руководство и сборник заданий для выполнения СРС с элементами реальных объектов.- Уфа: Пергамент, 2008.- 188 с.

9. Елисеев Б.М. Расчет деталей центробежных насосов.- М.: Машиностроение, 1975.-208 с.

10. Марочник сталей и сплавов / Сорокин В.Г., Волоснякова A.B., Вят-кин С.А. и др.; Под общ. ред. Сорокина В.Г. М.: Машиностроение, 1989.- 640 с.

11. Болотин В.В. Прогнозирование ресурсов машин и конструкциями Машиностроение, 1984.- 312 с.

12. Гумеров А.Г., Гумеров P.C., Акбердин A.M. Диагностика оборудования нефтеперекачивающих станций.- М.: ООО «Недра-Бизнесцентр», 2003.347 с.

13. Сулейманов Р.Н., Филимонов О.В., Галеева Ф.Ф., Рязанцев А.О.

14. Виброакустическая диагностика насосных агрегатов.- Уфа: Изд-во УГНТУ, 2002.- 162 с.

15. Ширман А.Р., Соловьев А.Б. Практическая вибродиагностика и мониторинг состояния механического оборудования.- М., 1996.- С. 276.

16. Балицкий Ф.Я., Генкин М.Д., Иванова М.А. и др. Современные методы и средства вибрационной диагностики машин и конструкций //Научно-технический прогресс в машиностроении.- М.: М1ЩТИ и ИМАШ РАН, 1990.-Вып. 25, С. 5-116.

17. Костюк А.Г. Динамика и прочность турбомашин.- М.: Машиностроение, 1982. -264 с.

18. Фролов К.В., Израилев Ю.Л., Махутов H.A. и др. Расчет термонапряжений и прочности роторов и корпусов турбин.- М.: Машиностроение, 1988.- с. 240

19. Анализ характеристик надежности валов магистральных насосных агрегатов // Отчет о НИОКР, № 11979.- М.: ЦИАМ, 1993.- с. 52

20. Разработка, изготовление и внедрение средств и технологии нераз-рушающего контроля валов насосных агрегатов // Отчет о НИОКР, тема 4-2-939.- Уфа: ИПТЭР, 1993.- с. 136

21. Разработка НТД по диагностированию и переосвидетельствованию механотехнологического и электротехнического оборудования НПС // Отчет о НИОКР, тема 4-2-97-5.- Уфа: ИПТЭР, 1997.- с. 64

22. Анализ причин разрушения валов насосов НМ 10000 и выдача рекомендаций по повышению долговечности валов / Технический отчет.- М.: ЦИАМ, 1991.-35 с.

23. Акбердин А.М. Баженов В.В., Белов А.И. Диагностика развивающихся трещин в процессе эксплуатации роторов // Сборник научных трудов ИПТЭР. Вып. 59. Проблемы сбора, подготовки и транспорта нефти и нефтепродуктов.- Уфа: ТрансТэк, 2000.- с. 97-100

24. Баженов В.В. Оценка технического состояния и остаточного ресурса насосных агрегатов в условиях автоматизации магистральных нефтепроводов: Диссер. канд. техн. наук Уфа, 2004.- С. 10-24.

25. Клюев, В. В. Неразрушающий контроль и диагностика Текст.: справочник / В. В. Клюев, Ф. Р. Соснин, А. В. Ковалев и др.; Под ред. В. В.Клюева. 2-е изд., испр. и доп. М.: Машиностроение, 2003. - 656 с, ил.

26. Павлов Б.В. Акустическая диагностика механизмов.- М.: Машиностроение, 1971.-223 с.

27. Артоболевский И.И. Теория механизмов. — М.: «Наука», 1965. — 776с.

28. Артоболевский И. И., Бобровицкий Ю. И., Генкин М. Д. Введение в техническую диагностику машин. —М., 1979. — 296 с.

29. Биргер И. А. Техническая диагностика— М.: Машиностроение, 1978.-240 с.

30. Горелик A.JI. Общий подход к построению систем технической диагностики." Рига, 1983.- с. 5 15

31. Горелик A.JL, Скрипкин В.А. Методы распознавания.- М., 1984.- с.208

32. Цифанский С.Л., Мачоне М.А. Использование нелинейных свойств для обнаружения дефектов в машинах и механизмах. Техническая диагностика // Тезисы докладов на III международном симпозиуме ИМЕКО. 1983,- С. 104196

33. Bently D.E. Proximity measurement for engine system protection andmalfunction diagnosis. Noise Control Vibration and Insulation. 1977. V. 8, № 2, P. 37-39

34. Randall R.B. Cepstrum analysis gearbox fault diagnosis. Bruel & Kjaer Application Note № 13-150

35. Harting D.R. Demodulated resonance analysis A Powerfull Incipient Failure Detection Technique. ISA Transactions, 1977. V. 17, № 1, P. 35 - 40

36. Явленский K.B., Явленский A.K. Вибродиагностика и прогнозирование качества механических систем. JL, 1983, 239 с.

37. Артоболевский И.И., Бобровницкий Ю.И., Генкин М.Д. Введение в акустическую динамику машин. М., 1979, 296 с.

38. Виброакустическая диагностика зарождающихся дефектов. / Ба-лицкий Ф.Я., Иванова М. А., Соколова А. Г., Хомяков Е. И. Отв. ред. Генкин М. Д.- М.: Наука, 1984. 119 с.

39. Генкин М. Д., Соколова А. Г. Виброакустическая диагностика машин и механизмов — М.: Машиностроение, 1987. 282 с.

40. Нафиков А.Ф. Выявление дефектов подшипников качения с использованием метода фазовых портретов при вибродиагностике насосных агрегатов: Дисс. канд. техн. наук Уфа, 2004 - С. 7-29.

41. Сидоренко, М. К. Виброметрия газотурбинных двигателей Текст. / М. К. Сидоренко. М.: Машиностроение, 1973. - 224 с.

42. Клюев, В. В. Приборы и системы для измерения вибрации, шума и удара: справочник. В 2 кн. / Под ред. В. В. Клюева. М.: Машиностроение, 1978. -448 с.

43. Челомей В. Н. Вибрации в технике Текст.: справочник. В 6 т. Том 1/ Под ред. В. Н. Челомея. М.: Машиностроение, 1978. - 352 с.

44. Гольдин, А. С. Вибрация роторных машин Текст. / А. С. Гольдин. -М.: Машиностроение, 1999. 344 с.

45. Александров А.А., Барков А.В., Баркова Н.А., Шафранский В.А. Вибрация и вибродиагностика судового энергетического оборудования.- JL: Судостроение, 1986.- 276 с.

46. Баркова H.A. Введение в виброакустическую диагностику роторных машин и оборудования.- Санкт-Петербург, 2003.- 158 с.

47. Вибрация в технике: Справочник в 6 т. / Под редакцией В.В. Болотина.- М.: Машиностроение, 1999.

48. Пановко Я.Г. Основы прикладной теории упругих колебаний.- М.: Машиностроение, 1967.- 315 с.

49. Технические средства диагностирования: Справочник/ Под ред. Клюева В.В.-М.: Машиностроение, 1989.- 672 с.

50. Коллакот, Р. А. Диагностика повреждений Текст. / Р. А. Коллакот. М: Мир, 1989.

51. Ишемгужин Е.И. Нелинейные колебания элементов буровых машин.- Уфа: Изд-во УГНТУ, 1999.- 109 с.

52. Барков A.B., Баркова H.A., Азовцев А.Ю. Мониторинг и диагностика роторных машин по вибрации. Рекомендации для пользователей систем диагностики.- Санкт-Петербург: Изд-во СПбГМТУ, 2000.- 361 с.

53. Биргер И.А. Техническая диагностика.- М., 1978.- С. 7—130.

54. Брановский М.А. и др. Исследование и устранение вибрации турбоагрегатов.- М.: Энергия, 1969.- С. 43-135.

55. Васильев Д.В. Вибрация в технике// Проблемы безопасности при чрезвычайных ситуациях.- 1995, №4, С. 4-109.

56. Неразрушающий контроль и диагностика: Справочник/ Под ред. В.В. Клюева. -М.: Машиностроение, 1995.-488 с.

57. Русов В.А. Спектральная вибродиагностика.- Пермь: Виброцентр, 1996.- 153 с.

58. Гриб В.В. Диагностика технического состояния нефтегазохимических производств. ЦНИИТЭнефтехим, 2002.- 268 с.

59. Papadopoulos С. A., Dimarogonas A. D. Vibration of Cracked Shafts in Bending. // J. of Sound and Vibration 1983, Vol 91, N4, P. 583-593

60. Зиле A.3., Иэраилев К. JI., Руденко М. Н. Особенности вибрационного проявления трещины ротора турбогенератора // Электрические станции. 1985. -№ 4. - С.26-29.

61. Grabowski В. The Vibrational Behaviour of a Turbine Rotor Containing a Transverse Crack// Trans of ASME J. of Mech. 1980. - V.102 N1. - P.140-146.

62. Changh Li, Bernschoni 0., Xenophotidis N. A General Approach of the Dynamic of Cracked Shaft // Trans of ASME J. of VIbr. 1989. - July. - V.l 11. - P. 527 - 263.

63. Gasch R. A survey of the dynamic behavior of a simple rotating shaft with a transverse crack // J. Sound and Vib., 1993; 160 (2), P. 313 332

64. Шульженко Г. H. Определение признака развитой трещина при изгибных колебаниях весомого ротора // Проблемы машиностроения.- 1990, т. 34., С. 7-13.

65. Mayes L.W., Davies W. G. R. Analysis of the Response a Multi-Rotor Bearing System Containing a Transverse Crack in Rotor. // Trans of ASME J. of Vibration 1984 Vol 106, p. 139-145.

66. Inagaki Т., Kanki H., Shiraki K. Transverse Vibrations of a General Cracked-Rotor Bearing System. // Trans of ASME J. of Mech. 1982 Vol.104 april p.345-355.

67. Papadopoulos C. A., Dimarogonas A. D. Stability of Cracked Rotor in the Coupled Vibration Mode // Trans of ASME 1988 vol.1-10 July p.356-359.

68. Schmied J. Kramer E. Vibrational behaviour of a rotor with a crossectional crack // Int. conf. Vibr. Rot. Mach. Pap. Int. Conf-Heslidtion 11-13. Sept London, 1984.-P.183-192.

69. Nelson H. D., Natarai C. The Dynamic of Rotor System with a Cracked Shaft. // Trans of ASME J. of Vibr. 1986 april p. 189-196.

70. Imam I., Azzaro 3. H., Bankert R. J., Schibel J. Development of an Online Rotor Crack Detection and Monitoring System. // Trans of ASME J of Vibr. july 1989 Vol. 11-1 p.241-250.

71. Mayes I. W., Davies W. G. R. The Vibrational Behavior of a Multi-Shaft, Multi-Bearing System in the Presence of a Propagating Transverse Crack // ASME Paper 83-DET-82. -1983.

72. Imam I. Method for on-line Detection of Incipient Cracks in Turbine -Generators Rotors. // US Patent No 4,408,294 dated October 4, 1983.

73. Израилев Ю.Л., Гросман В.Б. Рекомендации по использованию резонансного метода выявления трещин в роторах.- М.: СПО Союзтехэнерго, 1991.- 147 с.

74. Израилев Ю.Л., Лубны-Герцык А.Л. Резонансный метод обнаружения трещины в роторе // Электрические станции.- 1987.- № 12.- с. 29 31

75. Костюк А.Г., Петрунин С.В. Поперечные колебания ротора с краевой трещиной // Известия академии наук. Энергетика.- 1994, № 3, С. 64-72.

76. Яцко Л.Л., Бурау Н.И., Сопилка Ю.В. Диагностика трещины вала по уровню нелинейности вибрации при субгармонических резонансах // Авиационно-космическая техника и технология, 2008, № 10 (57)

77. Яцко Л.Л., Бурау Н.И., Сопилка Ю.В., Бакалор Т.О. Влияние поперечной трещины ротора на его модальные характеристики // Авиационно-космическая техника и технология, 2007, № 8 (44)

78. Sekhar A. Crack identification in a rotor system: a model based approach // J. Sound and Vib., 2004; 270, P. 887 902

79. Sinou J.J., Lees A.W. Influence of cracks in rotating shafts // J. Sound and Vib. 2005; 285 (4-5): 1015-37

80. Sinou J.J. Detection of cracks in rotor based on the 2x and 3x super-harmonic frequency components and the crack-unbalance interactions // Communication in nonlinear science and numerical simulation.- 2008, № 13, P. 2024 2040

81. Вернигор, В. Н. Модальный анализ механических колебаний упругих систем Текст. / В. Н. Вернигор, А. Л. Михайлов. Рыбинск: РГАТА, 2001. -288 с.

82. Крюков С.В. Вибродиагностика технического состояния деталей гтд на основе исследования их собственных форм колебаний: Диссер. канд. техн. наук Рыбинск, 2007 - С. 23-32.

83. Макаева Р.Х. Диагностика технического состояния, разрушения деталей и узлов турбомашин по их вибрационным характеристикам с применением голографической интерферометрии: Автореф. диссер. канд. техн. наук — Казань, 2009.- 34 с.

84. Кобаяси А. Экспериментальная механика Текст. Книга 2 / Под ред. А. Кобаяси. М.: Мир, 1990. - 616 с.

85. Микишев Г. Н. Экспериментальные методы в динамике космических аппаратов Текст. / Г. Н. Микишев. М., 1978.

86. Lewis R. С. A system for the the Excitation of Pure Natural Modes of Complex Structures Текст. / R. C. Lewis, D. L. Wrisley // J. Aeronaut. 1950. -№11.-pp. 705-722.

87. Васильев К. И. Экспериментальное исследование упругих колебаний летательных аппаратов с помощью многоканального оборудования АВДИ-1Н Текст. / К. И. Васильев, В. И. Смыслов, В. И. Ульянов // Труды ЦАГИ. -Вып. 1634.-М., 1975.-37 с.

88. Mitchell L. D. An anbaised frequency-response-function estimator 144 Текст. / L. D. Mitchell, R. E. Cobb, J. С Dec, Y. W. Luk // Int. J. Anal, and Exp. Modal Anal. 1988. -№ 1. - pp. 12-19.

89. Ramsey K. A. Effective measurements for structural dynamics testing Текст. / Kenneth A. Ramsey // Sound and Vibr. 1975. - № 11. — pp. 24-29,3135.

90. Ibrahim S. R. An approach for reducing computational requirements in modal identification Текст. / Samir R. Ibrahim // AIAA Journal. 1986.-№10.

91. Карклэ П. Г. Определение частот и декрементов собственных колебаний конструкции по переходным процессам Текст. / П. Г. Карклэ // Ученые записки ЦАГИ. М., 1988. - Т. 19. - № 1.

92. Berman A. System identification of acomplex structure Текст. / Alex. Berman // AIAA Pap. 1975. - № 809. - pp. 6, ill.

93. Rades, Mircea Analysis of model testing data from incomplete excitation Текст. / Rades Mircea // Rev. roum. sci. techn. Ser. mec. appl. 1985. - № 1. - pp. 37-47.

94. Вернигор, В. H. Модальный анализ механических колебаний упругих систем Текст. / В. Н. Вернигор, A. JI. Михайлов. Рыбинск: РГАТА, 2001. -288 с.

95. Борискин, О. Ф. Автоматизированные системы расчета колебаний методом конечных элементов Текст. / О. Ф. Борискин.- Иркутск: Иркут. ун-т, 1984.-188с.

96. Закирничная М.М., Халитов Т.Ф. Влияние усталостной поперечной трещины на модальные и амплитудно-частотные характеристики ротора центробежного насосного агрегата // Научно-технический журнал «Нефтегазовое дело», 2010, том 8, - №1, - С. 187-190.

97. Морозов Е.М., Муйземнек А.Ю., Шадский A.C. ANSYS в руках инженера: Механика разрушений. М.: ЛЕНАНД, 2008 - 456 с.

98. Терентьев В.Ф. Усталость металлических материалов. — М.: Наука, 2003.-254 с.

99. Иванова B.C. Разрушение металлов. Серия «Достижения отечественного металловедения». М.: «Металлургия», 1979. — 168 с.

100. Шанявский A.A. Безопасное усталостное разрушение элементов авиаконструкций. Синергетика в инженерных приложениях.- Уфа: Монография. 2003.- 803 с.