Подшипниковые узлы газотурбинного двигателя НК-12СТ из состава газоперекачивающего агрегата ГПА-Ц-6,3 (см. табл.1) являются одними из наиболее ответственных узлов, определяющих надежность и долговечность работы двигателя. Анализ надежности работы двигателя за несколько лет показывает, что значительная доля выходов из строя двигателей (от 40 до 50 %) происходит по причине разрушения подшипников качения, при этом двигатель в среднем вырабатывает не более 2000 часов, что составляет 50% гарантийного и 18,2% межремонтного ресурса двигателя. В то же время, практика эксплуатации двигателя НК-12СТ в составе ГПА-Ц-6,3, показывает, что при благоприятных условиях работы подшипниковых узлов (качественная сборка двигателя, соблюдение правил технической эксплуатации и др.), последние полностью вырабатывают гарантийный, межремонтный и даже общий расчетный ресурс двигателя (33000 ч); при этом общее техническое состояние двигателей определяется уже состоянием других узлов (роторов, лопаток, зубчатых колес и др.).
      Спецификой отказов двигателей по причине разрушения подшипников качения является то, что такие отказы всегда влекут за собой замену двигателя, которая является наиболее дорогостоящей операцией для эксплуатирующего газотранспортного объединения, а также то, что разрушение подшипников происходит внезапно, без каких-либо признаков, указывающих на близкий вероятный отказ. При этом безусловными являются потери газа и трудозатраты при аварийных остановах, сбои в общем режиме компрессорных станций и нерасчетные режимы работы основного и вспомогательного оборудования. Все это обусловливает актуальность проблемы диагностирования технического состояния подшипниковых узлов двигателя на ранних стадиях развития неисправностей.
      По условиям эксплуатации двигателей НК-12СТ на компрессорных станциях РАО Газпром ремонт двигателей при разрушении каких-либо узлов не производится, а снятые двигатели отправляются на завод изготовитель, где производится дефектация и ремонт двигателей. В таких условиях задача обеспечения надежности и долговечности подшипниковых узлов, а следовательно, и двигателя в целом, рассматривается как задача раннего обнаружения неисправностей подшипниковых узлов методами безразборной диагностики, прогнозирования сроков их безотказной работы, а также внедрения мероприятий, разработанных на основе диагностического исследования, направленных на улучшение качества как самих двигателей, так и условий их эксплуатации. Кроме того, существенным является вопрос о назначении гарантийного ресурса двигателя при выпуске его с завода-изготовителя в соответствии с фактическим состоянием его подшипниковых узлов.
Таблица 1.
Подшипниковые узлы двигателя НК-12СТ

      В настоящее время диагностирование технического состояния подшипниковых узлов двигателя НК-12СТ проводится с помощью анализа проб масла, измерения температуры масла, а также косвенно оценивается по общему уровню вибрации в штатных точках измерения. Для этого в составе приборов, контролирующих техническое состояние двигателя, имеется аппаратура контроля вибрации ИВ-500СТ, следящая за вибрацией в двух штатных точках на корпусе турбокомпрессора и свободной турбины по общему уровню в диапазоне частот от 45 до 150 Гц, а также термопары, регистрирующие температуру масла на выходе из двигателя.
      Все эти измерения не позволяют с достаточной достоверностью выявить неисправности подшипниковых узлов на ранних стадиях развития и тем самым прогнозировать срок их безотказной работы, так как анализ проб масла и его температуры дает лишь усредненную картину состояния подшипников, а повышение уровня вибрации в диапазоне 45-150 Гц, включающем в основном только частоту вращения ротора, может быть вызвано значительным дисбалансом ротора или другими неисправностями. Кроме этого, в составе приборов имеется регистратор металлической стружки в маслосистеме двигателя, появление которой в большинстве случаев указывает на последнюю стадию развития неисправностей подшипников - разрушение, выкрашивание дорожек и тел качения. Регистратор стружки дает команду на аварийный останов агрегата при появлении металлической стружки в маслосистеме двигателя.
      Для решения поставленной задачи раннего обнаружения неисправностей подшипников качения в данной работе используются методы вибрационной диагностики, занимающие ведущее место среди работ по технической диагностике подшипниковых узлов. Информацией для описания технического состояния подшипников в этом случае являются различные характеристики вибрационного процесса, сопровождающего работу двигателя в информативных точках замера вибрации.
      Подшипники качения в роторных машинах являются источниками так называемых "подшипниковых" вибраций с широким спектром частот от нескольких Гц до десятков кГц [2]. Ряд причин приводит к подшипниковым вибрациям:
- наличие в подшипниках нескольких элементов, совершающих сложное движение с различными угловыми скоростями;
- несовершенства подшипников качения, образовавшиеся на стадии их изготовления - волнистость, овальность, гранность дорожек и тел качения, наличие радиального зазора, дисперсия диаметров тел качения и т.д.;
- несовершенства, возникающие при сборке роторной машины-перекосы колец, несоблюдение допусков на посадки колец на вал и в корпус и т.д.;
- несовершенства, возникающие при эксплуатации машины-износы, загрязнение смазки, увеличение радиального зазора и другие.
      Указанные причины, каждая в отдельности и в сочетании, приводят к сложному характеру движения центра вала под влиянием сил взаимодействия контактирующих деталей.
      Создаваемые подшипниками качения возбуждения относятся к разряду кинематических, когда исходными являются не нагрузки, а взаимные перемещения наружного и внутреннего колец подшипников.
      Спектральные характеристики и общие уровни этих возбуждений в полосах частот являются основной информацией при диагностировании подшипников качения вибрационными методами.
      Методы и способы вибрационного диагностирования подшипников качения базируются как на детерминистских, так и вероятностных подходах. Основной задачей при создании таких методов является построение физической модели подшипника, т.е. определение динамических, кинематических или других параметров работы, прямо или косвенно определяющих его состояние, а затем преобразование ее в диагностическую модель, т.е. в описание этих параметров с помощью вибрационных признаков.
      В различных работах эта задача решается по-разному. Так в работе [2] предлагается "кинематическая" модель подшипников качения, в соответствии с которой каждой неисправности подшипника соответствует колебание ротора с частотой, кратной частоте вращения ротора и рассчитанной в соответствии с кинематикой движения элементов подшипника, имеющих данную неисправность (табл.2).
      Амплитуды колебаний на указанных частотах характеризуют появление и степень развития соответствующих им неисправностей. Использование данной модели дает удовлетворительные результаты только при стендовых испытаниях подшипников качения. При установке подшипников в газотурбинный двигатель, который сам по себе является сложной динамической системой, возникают значительные трудности как в выделении приведенных информативных частот-признаков из общего вибрационного сигнала, так и в их идентификации.
      В работе [3] отдельные дефекты подшипников качения не рассматриваются, а диагностическая модель подшипников представляет собой связь между состоянием подшипника и "фактором Куртозиса"(ФК), определяемого как

, (1)
где - амплитуда сигнала с датчика вибрации;
     - среднее значение сигнала;
     - вероятность появления величины;
     - среднеквадратическое отклонение для среднего нулевого сигнала.

ЧАСТОТЫ "ПОДШИПНИКОВЫХ" ВИБРАЦИЙ И ПРИЧИНЫ, ВЫЗЫВАЮЩИЕ ИХ

Таблица 2.
Частоты "подшипниковых" вибраций.

№	Частота	Причина
1		Неуравновешенность, разностенность и перекос внутреннего кольца
2	2	Овальность внутреннего кольца
3	K(K=3,4,5...)	Некруглость дорожки качения внутреннего кольца
4	c= K1	Неуравновешенность сепаратора
5	Zc	Периодическое изменение жесткости при групповом вращении тел качения.
6	K2Z	Единичные дефекты на дорожках качения внутреннего кольца
7	K1Z	Единичные дефекты на дорожках наружного кольца
8	K2Zn	Волнистость n-го порядка дорожки качения внутреннего кольца.
9	K1Zn	Гранность n-го порядка тел качения
10	шZn	Волнистость n-го порядка дорожки качения наружного кольца

Примечание. - частота вращения ротора; _c - частота вращения сепаратора;
                  _ш - частота вращения тела качения;
                  Z - количество тел качения;
                  n - количество волн, укладывающихся по длине окружности дорожки качения;

      ,
D_т - диаметр тела качения;
D_о - средний диаметр подшипника;
b - угол контакта.

      Фактор Куртозиса определяется в полосах частот 2,5-5, 5-10, 10-20, 20-40, 40-80 кГц, в каждой из которых производят анализ амплитуд и коэффициента передачи вибрации, определяют ФК. Если подшипник исправен, ФК остается постоянным и независимым для каждого частотного диапазона. По сигналу датчика вибрации микропроцессор определяет ФК. Если эта величина близка к трем, то подшипник исправен и дальнейшие измерения не нужны. Если же в каком-либо диапазоне ФК больше или меньше трех, то осуществляются дополнительные измерения в этих диапазонах. ФК очень чувствителен к степени повреждения подшипника и не зависит от типа машин, в которые установлены подшипники. Для измерения ФК фирмой "Environment Equipment LTD" разработан специальный прибор возможна также компьютерная реализация данного метода.
      Основным недостатком данного метода является отсутствие возможности разделения состояний различных подшипников, диагностируется состояние наихудшего подшипника. Кроме того, вибрация корпуса ГТД содержит большой процент резонансных спектральных составляющих, которые значительно затрудняют диагностирование в таких широких полосах частот.
      Фирма "IRD Mechanalysis" предлагает свой метод диагностирования технического состояния подшипников качения [1] с помощью измерения параметра "Spike Energy" (энергия всплесков-SE). Этот параметр состоит из двух частей:
      (2)
где q1 - детерминированные частоты- признаки в диапазоне 510 кГц, описанные в работе [2];
      q2 - энергия столкновений (импульсов, всплесков) тел качения с дорожками качения, которая, проходя через акселерометр в диапазоне частот 30-50 кГц, вызывает его резонанс, тем самым повышая его чувствительность в данном диапазоне.
      Для разделения состояний подшипников в работах фирмы имеются таблицы уровней параметра SE, но лучше всего (по их же рекомендациям) пользоваться опытом измерений конкретных типов двигателей. Для измерения параметра SE фирмой "IRD Mechanalysis" выпущены портативный виброметр типа 810 и анализатор быстрого действия типа 820.
      Рассматривая и анализируя существующие методы диагностирования подшипников качения, можно выявить некоторые общие закономерности и специфические особенности построения физической и диагностической моделей подшипников качения:
      построение физической модели подшипников заключается в определении тех или иных неисправностей, качественно и количественно определяющих техническое состояние подшипника;
      построение диагностической модели подшипника базируется на рассмотрении кинематики и динамики подшипника с имеющимися неисправностями (выбранными на этапе построения физической модели) и выявлении каких-либо вибрационных признаков, описывающих данную неисправность.
      Спецификой высокооборотных подшипников качения является то, что появление наиболее характерных неисправностей (дефекты на дорожках и телах качения), которые используются почти во всех существующих методах вибродиагностики подшипников качения в качестве определяющих техническое состояние подшипника, характеризует, как показывает опыт эксплуатации, не раннюю, а позднюю стадию разрушения подшипника, так как после появления этих неисправностей процесс разрушения идет уже лавинообразно. Поэтому на этапе построения физической модели подшипника следует выбирать не неисправности, определяющие состояние подшипника, а скорее их предпосылки.
      Кроме того, спецификой авиационных ГТД является расположение подшипников близко друг от друга и невозможность установить датчик вибрации непосредственно на подшипник. Это создает определенные трудности в разделении сигналов от близко расположенных подшипников и выделении полезных сигналов из спектра корпусной (абсолютной) вибрации ГТД в информативных точках.
      При описании расчетной долговечности подшипника качения его зазор обычно не учитывают, однако, он существенно влияет на фактический срок службы подшипника. В справочной литературе по подшипникам качения [4] приводится подробная методика расчета рабочего радиального зазора. Анализ различных факторов, влияющих на его величину, показывает, что различные сочетания допусков на посадку подшипника в корпус и на вал, на перекос колец, на температурные расширения и упругие деформации могут привести к отклонениям величины расчетного зазора уже на этапе сборки двигателя.
      В работе [5] рассмотрено движение центра тяжести шейки ротора в подшипнике качения с положительным радиальным зазором. Траекторию движения центра тяжести шейки ротора можно представить в виде обращенной синусоиды
      , (3)

где		- путь, проходимый телами качения;
		-расстояние между телами качения;

     ₀ - частота вращения ротора;
      D _T - диаметр тела качения;
      D₀ - средний диаметр подшипника;
      t - время;
      Z- количество тел качения;
      - угол контакта.
      Подставляя и в (21), получим
      (4)
или , (5)
      где - размах колебаний с частотой (₃) перекатывания ротора через тела качения;
      . (6)
      Размах колебания ротора на частоте ₃ с учетом податливости тел и дорожек качения определяется как
      , (7)
где a - величина проседания ротора между двумя соседними телами качения при абсолютно жестких кольцах и телах качения;
      - величина сближения колец в направлении нагрузки, когда ротор находится на одном, трех, пяти и т.д. телах качения, i=1,3,5...;
      - величина сближения колец в направлении нагрузки, когда ротор находится на двух, четырех, шести и т.д. телах качения, j=2,4,6...
, (8)
где e - рабочий радиальный зазор в подшипнике качения;
     - угол между телами качения.
      Таким образом, движение шейки ротора в подшипнике качения определяется величиной рабочего радиального зазора в подшипнике (e) и частотой перекатывания шейки ротора через тела качения (₃).

Рис. 1. Расчетные схемы взаимодействия колец подшипников качения:
а - проседание ротора между телами качения при абсолютно жестких телах и дорожках качения;
б - сближение колец при положении ротора на одном, трех, пяти и т.д. телах качения;
в - сближение колец при появлении ротора на двух, четырех, шести и т.д. телах качения; a1s - величина, на которую ротор должен сжать тела качения №2 - (S-1), чтобы вступить в контакт с телами качения №1, S

      При этом возникает периодическая возмущающая сила Сy, которая передается на статор машины и возбуждает колебания с частотами, кратными частоте перекатывания шейки ротора через тела качения,
, (9)
где      k=1,2,3..., n - номер гармоники;
          Ск - амплитуда гармоники.
      Колебания с частотами k₁, являющиеся показателем рабочего радиального зазора в подшипнике качения, воспринимаются вибродатчиком, установленным на корпусе двигателя, и являются в соответствии с принятой физической моделью необходимой диагностической информацией о техническом состоянии подшипника качения.
      Расчетные схемы взаимодействия колец подшипника и телами качения приведены на рис.6, схема расположения подшипников качения двигателя НК-12СТ - на рис. 2.
      Из теории упругости
      (10)
для шарикоподшипников
                             ;
для роликоподшипников
                             
где F - контактная жесткость узла кольца-тела качения;
      Q - радиальная нагрузка на подшипник (для радиально-упорных подшипников - нагрузка в направлении угла контакта или геометрическая сумма полной радиальной нагрузки и осевой силы, равномерно распределенной по телам качения).

осевой турбина свободная
компрессор компрессора турбина

Рис. 2. Схема расположения подшипников качения двигателя НК-12СТ
            1-7 - номера подшипников (см. табл. 2)

      Радиальная нагрузка
      Q=Q_CT+Qq (29)
где Q_CT - статическая радиальная нагрузка, находят исходя из условия распределения массы роторов по опорам;

динамическая нагрузка;

    D - максимально-допустимый остаточный баланс роторов (30 гсм-ТК, 40 гсм - СТ);
     ₀ - угловая скорость вращения вала.
    , (12)
где Q_oc - осевая нагрузка на радиально-упорный подшипник.
      Величины сближения колец и проседаний ротора определялись по следующим формулам.
В положении вала на одном теле качения

              (13),               P1=Q;                (14)

В положении вала на двух телах качения
             (15) ,                        (16)
В положении вала на трех телах качения
             ,                                                  (17)
      Значение Р2 находят из системы уравнений
             
где
        (18)
      В положении вала на четырех точках качения  
      , (19)
      Значение Р2=Р3=Р23 находят из системы уравнений
             ,
где
             (20)
      Граничные величины радиального зазора при переходе ротора из положения на одном-двух телах качения в положение двух-трех, трех-четырех, четырех-пяти телах качения определены из условий

соответственно.

      Результаты расчета приведены в табл.8 и наглядно иллюстрируются на рис. 3, из которых можно заметить:
      рабочий радиальный зазор в подшипниках качения двигателя НК-12СТ, при котором ротор переходит в положение на одном-двух телах качения составляет для роликовых подшипников 1,12-3,86 мкм, для шариковых - 21,9-25,9 мкм;
      различия между шариковыми и роликовыми подшипниками объясняются меньшей зоной контакта шариков с дорожкой качения по сравнению с роликами и соответственно большими напряжениями и деформациями тел и дорожек качения;
      при e > e₀₁ колебания ротора с частотой ₃ будет все более определяться величиной самого зазора, а не податливостью узла "кольца тела качения";
      при 0 > e > e₀₁ уровень виброскорости колебания с частотой не превышает 0,25 мм/с для всех подшипников двигателя;
      учитывая, что рабочий радиальный зазор в подшипнике не должен быть как увеличенным, так и уменьшенным, можно из условия минимума колебательной нагрузки на дорожки и тела качения принять за номинальную величину рабочего радиального зазора значение e_н=e_0i, которое для роликовых подшипников двигателя №1,3,4,5,, будет составлять соответственно 5,8; 5,8; 2,7; 4,3; 1,8 мкм;
      принимая во внимание тот факт, что для шариковых радиально-упорных подшипников двигателя положение ротора на одном-двух шарах недопустимо из-за больших величин деформации узла "кольцо-шары", в качестве номинального значения рабочего радиального зазора целесообразно принять величину которая для подшипников № 2 и 7 составит соответственно 3,5 и 4,5 мкм;

Рис. 3. Зависимости a, , , и V от e; e₀₁, e₀₂, e₀₃ - величины рабочего радиального зазора при =0
для всех подшипников двигателя;

Таблица 3.
Величины смещения ротора при абсолютно жестких кольцах и телах качения, величины упругих деформаций колец и тел качения, граничные величины рабочего радиального зазора, виброскорость на частоте w3, значения частот w3, для каждого подшипника двигателя НК-12СТ

Расчетная величина	Номер подшипника
	1	2	3	4	5	6	7
a/e	0,005	0,014	0,005	0,010	0,005	0,005	0,006
1, мкм	0,059	1,205	0,058	0,053	0,038	0,018	0,544
2,мкм	0,030	0,772	0,030	0,027	0,018	0,010	0,351
3,мкм	0,012e+0,013	0,022e+0,7	0,01e+0,02	0,026e+0,02	0,01e+0,013	0,01e+0,006	0,01e+0,03
4,мкм	0,019e+0,014	0,063e+0,4	0,017e+0,016	0,042e+0,016	0,017e+0,01	0,017e+0,005	0,028e+0,15
l1,мкм	3,28	21,9	3,86	1,29	2,53	1,12	25,9
l2,мкм	0,73	5,48	0,86	0,27	0,51	0,28	7,16
l2,мкм	0,27	2,10	0,36	0,11	0,24	0,11	2,80
l4,мкм	0,13	1,00	0,17	0,05	0,11	0,05	1,30
3/0	10,68	5,92	11,70	6,93	11,70	10,79	9,80
V*/D,	4,58	2,54	5,02	2,97	5,02	4,63	4,20

Примечание: - виброскорость на частоте f3 ;
таким образом, номинальный рабочий радиальный зазор для подшипников двигателя НК-12СТ находится в пределах от 2 до 6 мкм;
      учитывая вышесказанные соображения по анализу влияния различных факторов на величину рабочего радиального зазора в подшипниках качения, нетрудно убедиться, что обеспечить такой жесткий допуск на величину (2-6 мкм) в условиях массового производства двигателей НК-12СТ, а также сохранить эту величину в условиях эксплуатации достаточно трудно;
      опыт эксплуатации двигателей НК-12СТ и проведенных виброобследований показал, что основным фактором, влияющим на надежность и долговечность подшипниковых узлов, являются значительные отклонения величины рабочего радиального зазора от номинального качения.
      Рассмотрим некоторые характерные примеры, подтверждающие теоретические выкладки.
      На агрегате КС Переславль-Залесский предприятия Мострансгаз наблюдались высокие уровни спектральных составляющих с частотой ₃ и ее гармоник в спектрах вибрации СТ (точка замера 8 - см. рис. 4). Спектрограмма приведена на рис. 5.а. В данном случае несоблюдение допусков на посадки внутреннего и наружного колец при сборке двигателя привели к образования увеличенного рабочего радиального зазора в подшипнике 6. Повышенные переменные нагрузки при перекатывании ротора через тела качения в условиях увеличенного зазора привели к быстрому разрушению дорожек качения вследствие превышения предела усталостной прочности материала и при наработке 2400 ч двигатель аварийно остановился по причине засорения маслосистемы металлической стружкой и был снят с эксплуатации.
      Аналогичная картина наблюдалась на той же компрессорной станции на другом агрегате по подшипнику 2 (рис. 5-б, точка замера 23 - рис. 4). Двигатель снят с эксплуатации при наработке 4000 ч.
      Для сравнения на рис. 5-в,г приведены спектры "бездефектных" (в части состояния подшипников качения) агрегатов.

Рис.4. Схема расположения точек замера вибрации ГПА-Ц-6,3:
а - на двигателе, б - на нагнетателе; в - на модернизированной раме; г - на лафетной раме.
1-40: номера точек замера вибрации

      Практически все вибрационные признаки состояния подшипников (спектральные составляющие с частотами) подчиняются нормальному закону распределения, причем средние значения их находятся на уровне 0, 2 - 0, 3 мм/с, что хорошо согласуется с расчетными данными. Для номинальных значений рабочего радиального зазора в подшипниках уровни признаков будут близки к нулю. Отметим, что амплитуда колебания с частотой и ее гармоник не всегда однозначно определяет величину рабочего радиального зазора в подшипнике, так как на этих же частотах могут проявляться единичные дефекты дорожки качения наружного кольца.

Рис. 5. Характерные спектры вибрации в штатных точках двигателя: а - агрегат N 6 КС, т.8;
б - агрегат N 3 КС, т.23; в - агрегат N 8 КС, т.8; г - агрегат N 8 КС, т.23; N₁ - частота вращения ротора,
n₁, 2n₁, 3n₁ - частоты перематывания ротора через тела качения и ее гармоники.

      В связи с этим необходимо оговорить условия, связанные с разделением данных неисправностей:
      причиной возникновения единичных дефектов дорожек качения наружного кольца в большинстве случаев является бринеллирование дорожек качения при транспортировке или установке двигателя;
      возбуждение интенсивных гармоник по причине дефектов дорожки качения наружного кольца на ранних стадиях развития дефекта маловероятно, так как для этого необходимо наличие многочисленных дефектов на дорожке качения с расстояниями, кратными расстоянию между телами качения, а это сопровождается расслоением дорожек качения и появлением металлической стружки в маслосистеме двигателя, что является уже аварийной характеристикой двигателя и для ранней диагностики состояния подшипников значения не имеет;
      появление гармонического ряда в спектрах вибрации при отсутствии дефектов дорожек качения связано с увеличением радиального зазора в подшипнике, так как кинематические условия возбуждения гармоник (волнистость, биение дорожек качения) проявляются в большей мере с ростом зазора и уменьшением количества тел качения в зоне нагружения.
      Следует отметить некоторые особенности вибрационной информации:
      спектры абсолютной вибрации корпуса содержат большое количество частотных составляющих, возбуждение которых обусловлено резонансами многочисленных деталей конструкции агрегата;
      достоверное определение вклада резонанса в ту или иную информативную составляющую на данном этапе не представляется возможным;
      практика спектрального анализа вибрационного процесса, сопровождающего работу двигателя НК-12СТ, показала, что для нормально работающего "бездефектного" (в части состояния подшипника) двигателя уровни резонансов в районе подшипниковых частот не выше уровня вибрационного шума и могут повлиять лишь на величину среднего "бездефектного" уровня данного признака, который, по всей видимости, получается несколько завышенным;
      и напротив, уровни подшипниковых составляющих (в данном случае - колебаний с частотой ₃ и его гармоник) для двигателей с развитыми дефектами (увеличенный зазор) позволяют с достаточной достоверностью проводить разделение состояний подшипников.
      Как видно из приведенных примеров, идентификация увеличенного рабочего радиального зазора осуществляется с помощью комплекса спектральных составляющих с частотами, кратными w3 .
      Количественно данный комплекс удобно оценивать с помощью обобщенного вибродиагностического параметра
      . (21)
где _k - уровень виброскорости спектральной составляющей с частотой K₃ ;
      k - номер гармоники.
      В формуле (21) величина 1/к является весовым коэффициентом для каждой гармоники. Он подчеркивает первостепенную важность низших гармоник в разделении состояния подшипников, а также позволяет скомпенсировать возможные высокочастотные резонансы.
      Итак, сохраняя принятую последовательность в разработке методов вибродиагностики, данный обобщенный диагностический параметр для каждого подшипника является диагностической моделью его надежности и долговечности работы.
      Учитывая специфику эксплуатации двигателей НК-12СТ на КС РАО Газпром (ремонт двигателя в условиях КС не производится), введение нормировочных уровней для определения состояния подшипников качения в эксплуатации не имеет смысла. Для эксплуатационного персонала КС значительно важнее знать сколько времени после обследования проработает до отказа каждый из диагностируемых подшипников. Для получения такого прогноза используются принципы прогнозирования остаточного ресурса, изложенные выше. В данном случае, учитывая большую степень "детерминизации" модели, физический смысл коэффициента остаточного ресурса () тот же, что и функции надежности, т.е. он отражает вероятность безотказной работы подшипника в течение всего расчетного периода (расчетной наработки до отказа - TP). Функция S(t) надежности выражается через функцию распределения F(t):
      S(t) = 1 - F(t) , (22)
где t - время работы подшипника.
      Функция распределения при совместном действии внезапном и вызванных изнашиванием отказов наилучшим образом описывается распределением Вейбулла:
      , (23)
где ^I- обобщенный параметр изнашивания, зависящий от времени, в данном случае - аналог обобщенного вибродиагностического параметра (). Из (22) и (23) имеем:
     (24)
      Зависимость = f() можно также определить экспериментально, используя статистические данные по двигателям, вышедшим из строя, по подшипникам качения и прошедшим виброобследование в период работы на КС. В этом случае
      , (25)
где T_Ci - наработка двигателя при съеме по разрушению подшипников;
      T_Bi - наработка i-го двигателя на момент виброобследования;
      P - расчетный ресурс исследуемого подшипника.
      Здесь необходимо отметить, что под величиной Р понимается некоторый идеализированный ресурс диагностируемого подшипника, который он может отработать будучи установленным в двигатель НК-12СТ в условиях КС с ГПА-Ц-6,3.
      В данной работе, учитывая близкие значения номинального радиального зазора для всех подшипников двигателя, в первом приближении принята одна и та же величина расчетного ресурса Р=30000 ч.
      Экспериментальная и теоретическая зависимости = f() приведены на рис. 6, из которого видно, что прогнозирующая зависимость достаточно хорошо описывает экспериментальные данные.
      Параметры диагностирования подшипников качения для двигателей с различной наработкой и различными величинами приведены в табл. 4.
      Погрешность определения наработки до съема двигателей по состоянию подшипников составила: для = 1,0-3,0 мм/с - 1-5%;
для < 1,0 мм/с и > 3,0 мм/с - 10-20%.
      При значении фактического остаточного ресурса подшипников качения менее 200 ч состояние двигателя признавалось аварийным и он подлежал съему в ремонт.

Рис.6. Зависимость коэффициента остаточного ресурса от обобщенного диагностического параметра:
˜- двигатели, вышедшие из строя по причине разрушения подшипников качения;
• - двигатели, вышедшие из строя по другим причинам или продолжающие эксплуатироваться на КС.

Проведенные исследования показали:
      при одной и той же радиальной нагрузке на подшипник качения его состояние и ресурс во многом определяются интенсивностью роторных колебаний при перекатывании шейки ротора через тела качения, которые описываются величиной обобщенного диагностического параметра , при этом величина рабочего радиального зазора в подшипнике уже с самого начала эксплуатации определяет его фактический эксплуатационный ресурс ( ), что дает возможность определять фактическую долговечность подшипниковых узлов сразу после сборки двигателя на заводе-изготовителе и устанавливать гарантийный ресурс двигателя по состоянию подшипников качения;
      построенная диагностическая модель подшипников качения получена на базе экспериментальных данных виброобследований двигателей НК-12СТ на КС с ГПА-Ц-6,3 и является первым приближением; в дальнейшем предполагается уточнение модели по каждому диагностируемому подшипнику на основе стендовых испытаний;
      совершенствование технологии сборки двигателей и обеспечение номинального рабочего радиального зазора с возможно меньшими отклонениями является значительным резервом увеличения надежности и долговечности работы подшипниковых узлов и двигателя в целом.
Таблица 4.
Диагностические параметры подшипников качения двигателей НК-12СТ

№ двигателя	79201СТ058	76201СТ033	80201СТ049	78001СТ078
мм/с	1,55	2,20	4,30	5,00
	0,235	0,112	0,014	0,006
P, час	30000	30000	30000	30000
Тв, час	4785	11120	2306	275
ТР, час	25215	11880	27695	29725
Тj, час	5930	2115	360	180
Тс, расч. час	10715	13235	2665	455
Тс, факт. час	10476	13279	2400	354

Примечание. Т_ф = Р - Т_р - фактическая наработка до отказа в момент обследования.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

     Рассмотренный метод диагностирования и прогнозирования ресурса подшипников может быть реализован с помощью компьютерной портативной диагностической системы ДСА-2001 производства фирмы "Инкотес", реализующей тонкие методы узкополосного спектрального анализа вибрационных процессов. Для оперативного диагностирования состояния подшипников качения двигателя НК-12СТ фирмой "Инкотес" разработана специальная методика, на базе которой в настоящее время разрабатывается специальное программное обеспечение.
    Фирма "Инкотес" может предложить консультационные услуги по диагностике подшипников качения различного оборудования и поставить системы ДСА-2001 для проведения практических работ.

ЛИТЕРАТУРА

1. Техника контроля и анализа для планово-предупредительного обслуживания вращающихся машин. Препринт ИРД Механализ, 1979.
2. Диментберг Ф. М., Колесников К. С.
Вибрации в технике. Справочник. М.: Машиностроение, 1980, т. 3, 544 с.
3. Lagerschaden - fruherkennung mit der Kurtoses-Metode, Nojak, "Elektronik", 1981, №17, р. 55-58.
4. Чуб Е. Ф. Реконструкция и эксплуатация опор с подшипниками качения. Справочник. М.: Машиностроение, 1981, 423 с.
5. Крючков Ю. С. Влияние зазора на вибрацию и шум подшипников качения. Вестник машиностроения, 1959, №8, с. 30-33

	В начало статьи