Вибрационная диагностика подшипников качения двигателя НК-12СТ газоперекачивающего агрегата ГПА-Ц-6,3.

Смирнов В.А., к.т.н.

Рассмотрены вопросы вибродиагностики подшипников качения газотурбинного двигателя НК-12СТ газоперекачивающего агрегата ГПА-Ц-6,3. Даны практические методики диагностики и прогнозирования ресурса подшипников качения.

Подшипники качения газотурбинного двигателя НК-12СТ, входящего в состав газоперекачивающего агрегата ГПА-Ц-6,3 (см. табл. 1), являются одними из наиболее ответственных узлов, определяющих работоспособность и долговечность двигателя. Результаты анализа надежности работы двигателей НК-12СТ за несколько лет показывают, что значительная доля выходов их из строя (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, в отдельных случаях, при благоприятных условиях, когда качественно выполнена сборка двигателя и соблюдаются правила технической эксплуатации, подшипниковые узлы полностью вырабатывают не только гарантийный и межремонтный ресурс, но даже и общий расчетный ресурс двигателя, равный 33000 час.

Результатом разрушения подшипников является съем двигателя с эксплуатации и его замена, которая является наиболее дорогостоящей операцией для эксплуатирующих газотранспортных предприятий. Вышедшие из строя двигатели восстанавливаются и ремонтируются заводом-изготовителем.

Особенностью разрушения подшипников двигателя НК-12СТ является то, что оно происходит внезапно, без появления существенных признаков, предшествующих разрушению, что влечет за собой потери перекачиваемого газа, не запланированные трудозатраты, связанные с аварийными остановками, сбои в работе компрессорных станций, высокую стоимость ремонта.

Указанная особенность, а также её последствия обусловливают актуальность проблемы раннего диагностирования состояния подшипников двигателя НК-12СТ методами безразборной (в том числе, вибрационной) диагностики.

Кроме того, решение проблемы раннего диагностирования подшипников двигателя НК-12СТ позволит решить задачу обоснованного прогнозирования сроков безотказной работы двигателей и назначения их гарантийного ресурса при выпуске в соответствии с фактическим состоянием подшипниковых узлов.

В процессе работы состояние подшипников двигателя НК-12СТ оценивается по косвенным параметрам с помощью штатной системы контроля по наличию металлической стружки в маслосистеме двигателя, изменению температуры масла на выходе из двигателя, а также по изменению вибрации в штатных точках (по одной на силовом корпусе турбокомпрессора и свободной турбины) в диапазоне роторных частот (от 45 до 150 Гц). Вибрация измеряется в вертикальном направлении.

Штатная система контроля предназначена в основном для защиты двигателя от глобальных повреждений и его остановки в случае возникновения аварийных ситуаций, но с помощью этой системы невозможно с достаточной достоверностью оценить состояние подшипников на ранних стадиях развития неисправностей, предшествующих разрушениям.

Для решения задачи раннего обнаружения неисправностей подшипников качения в данной работе рассматриваются методы вибрационной диагностики, оперирующие некоторыми характеристиками вибрационных процесса, сопровождающих работу двигателя НК-12СТ.

В процессе работы в составе роторных машинах подшипники качения генерируют так называемые «подшипниковые» вибрации в достаточно широком диапазоне частот [2]. Эти вибрации обусловлены следующими причинами:

• наличием в подшипниках нескольких элементов, совершающих сложное движение с различными угловыми скоростями;
• несовершенствами подшипников качения, образовавшимся на стадии изготовления - волнистостью, овальностью, гранностью дорожек и тел качения, наличием радиального зазора, дисперсией диаметров тел качения и т.д.;
• несовершенствами, возникающими при сборке роторной машины- перекосами колец, несоблюдением допусков на посадки колец на вал и в корпус и т.д.;
• несовершенствами, возникающими при эксплуатации машины- износом, загрязнением смазки, увеличением радиального зазора и т.п.

Указанные причины 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. При развитии неисправностей, вибрационные характеристики кинематических возбуждений изменяются, что и позволяет выявлять неисправности подшипников по изменению вибрации.

В настоящее время известны многие методы вибродиагностики, использующих различные информативные характеристики вибрационных сигналов для выявления различных неисправностей подшипников.

Создание методов вибродиагностики предполагает первоначальное построение физической модели, т.е. описания связей динамических, кинематических и других параметров подшипника с его техническим состоянием. Далее строится диагностическая модель, которая позволяет описать эти параметров с помощью определенных характеристик вибрационных процессов (диагностических признаков).

При построении диагностической модели используются детерминистские и вероятностные подходы.

Типичный пример применения детерминистского подхода приведен в работе [2], где каждой неисправности соответствует колебание с частотой, кратной частоте вращения ротора, где коэффициенты кратности рассчитываются исходя из кинематических соотношений перемещения отдельных элементов подшипника, имеющих данную неисправность (табл. 2).

где: ω - частота вращения ротора;
ω_c - частота вращения сепаратора;
ω_ш - частота вращения тела качения;
Z - количество тел качения;
n - количество волн, укладывающихся по длине окружности дорожки качения;

где: D_т - диаметр тела качения; D_о - средний диаметр подшипника; β - угол контакта.

В рассматриваемой модели амплитуды колебаний на указанных в табл. 2 частотах характеризуют степень развития соответствующих этим колебаниям неисправностей.

В работе [3] отдельные неисправности подшипников качения не рассматриваются, и диагностическая модель представляет собой связь между состоянием подшипника и некоторой статистической характеристикой «фактором Куртозиса» (ФК), определяемого выражением:

где: X - амплитуда сигнала с датчика вибрации;
- среднее значение сигнала;
P(x) - вероятность появления величины;
δ - среднеквадратическое отклонение для среднего нулевого сигнала.

ФК рассчитывается по сигналу виброускорения в пяти полосах частот: 2,5-5 кГц, 5-10 кГц, 10-20 кГц, 20-40 кГц, 40-80 кГц. Если подшипник исправен, значение ФК остается приблизительно постоянным (около трёх) и не зависит от частотного диапазона измерения. Если же в каком-либо диапазоне частот значение ФК существенно отлично от трех (больше или меньше), то осуществляются дополнительные измерения в этих диапазонах для выявления конкретных дефектов. Как утверждают авторы, ФК очень чувствителен к степени повреждения подшипника и не зависит от типа машин, где они установлены. Для измерения ФК фирмой «Environment Equipment LTD» разработан специальный прибор, возможна также компьютерная реализация данного метода.

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:

где q₁ - энергия детерминированных частотных составляющих в диапазоне 5-10 кГц, описанных в работе [2];
q₂ - энергия столкновений (импульсов) тел качения с дорожками качения в диапазоне частот 30-50 кГц.

Для разделения состояний подшипников в зависимости от степени их поврежденности фирма «IRD Mechanalysis» предлагает таблицы значений параметра SE для конкретных типов оборудования. Для измерения параметра SE фирмой «IRD Mechanalysis» выпущены портативный виброметр типа 810 и анализатор быстрого действия типа 820.

Рассмотренные выше методы достаточно хорошо работают, когда имеется возможность установки датчиков вибрации непосредственно на корпус подшипника и когда при измерении в одной точке диагностируется только один подшипник, во всех других случаях применимость этих методов проблематична.

Особенностями конструкции газотурбинных двигателей, входящих в состав газоперекачивающих агрегатов, ограничивающими применение рассмотренных выше методов, является как раз то, что невозможно установить датчики вибрации непосредственно на подшипник, датчики устанавливаются на достаточно податливые внешние силовые корпуса, в результате чего возникают искажения сигналов от подшипников из-за множества резонансов и переходов «зазор-натяг». Кроме того, подшипники расположены близко друг от друга, что не позволяет разделить сигналы от разных (однотипных) подшипников.

Основой методологии, изложенной в данной работе, является учет фактического радиального зазора в подшипнике качения, как параметра, определяющего его работоспособность, реальную долговечность и фактический срок службы.

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, на вал, допуски на перекос колец, допуски на температурные расширения и упругие деформации могут привести к отклонениям величины реального зазора от расчетного 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:

где - путь, проходимый телами качения;
- расстояние между телами качения;
ω_D - круговая частота вращения ротора;
D_T - диаметр тела качения;
D₀ - средний диаметр подшипника;
t - время;
Z - количество тел качения;
β - угол контакта.

Подставляя X и λ в (4), получим

или где Δ - размах колебаний с частотой (ω_заз) перекатывания ротора через тела качения;

Размах колебания ротора на частоте ω₃ с учетом податливости тел и дорожек качения определяется как

где a - величина проседания ротора между двумя соседними телами качения при абсолютно жестких кольцах и телах качения;
δ_i - величина сближения колец в направлении нагрузки, когда ротор находится на одном, трех, пяти и т.д. телах качения, i=1,3,5...;
δ_j - величина сближения колец в направлении нагрузки, когда ротор находится на двух, четырех, шести и т.д. телах качения, j=2,4,6...
где e - рабочий радиальный зазор в подшипнике качения; φ - 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 (ω_заз).

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,

где k=1,2,3..., n - номер гармоники; Ск - амплитуда гармоники.

Колебания с частотами kω_заз, 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:

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).

Радиальная нагрузка Q=QCT+Qq (12),
где QCT - статическая радиальная нагрузка, определяется из условия распределения массы роторов по опорам;
- динамическая нагрузка;
D - максимально-допустимый остаточный баланс роторов (30 гсм-ТК, 40 гсм - СТ);
ω₀ - угловая скорость вращения вала.

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

В положении вала на двух телах качения В положении вала на трех телах качения Значение Р₂ находят из системы уравнений В положении вала на четырех точках качения Значение Р₂=Р₃=Р₂₃ находят из системы уравнений

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 e₁ ==> a₁₃ = δ₁; e₂ ==> a₁₄ = δ2; e₃ ==> a₁₅ = δ₃; e₄ ==> a₁₆ = δ₄ соответственно.

Результаты расчета приведены в табл. 3 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 ω_заз 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 взять величину, которая для подшипников № 2 и № 7 составит соответственно 3,5 и 4,5 мкм;

Примечание: V≅πf_зазΔx10^-3 - амплитуда (мм/с) виброскорость на частоте f_заз; f_заз = ωзаз/2π [Гц]; [Δ] - размах, мкм.

Номинальный рабочий радиальный зазор для подшипников двигателя НК-12СТ находится в пределах от 2 до 6 мкм. Учитывая влияние различных факторов на его величину, нетрудно убедиться, что обеспечить такой жесткий допуск на его величину (2-6 мкм) в условиях массового производства двигателей НК-12СТ, а тем более сохранить эту величину в условиях эксплуатации достаточно трудно. Виброобследования двигателей НК-12СТ, проведенные в процессе эксплуатации показали, что значительные отклонения величины рабочего радиального зазора от номинального значения являются основным фактором, влияющим на надежность и долговечность подшипниковых узлов.

Рассмотрим некоторые характерные примеры, подтверждающие теоретические выкладки.

На агрегате КС Переславль-Залесский предприятия «Мострансгаз» наблюдались высокие уровни спектральных составляющих с частотой f_заз и ее гармоник в спектрах вибрации на корпусе свободной турбины (СТ) - точка 8 на рис. 4. Спектр приведен на рис. 5а. В данном случае несоблюдение допусков на посадки внутреннего и наружного колец при сборке двигателя привели к образованию увеличенного рабочего радиального зазора в подшипнике № 6 (см. табл. 1). 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. При наработке 2400 час 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 (спектр на рис. 5б, точка измерения 23 на рис. 4). Двигатель снят с эксплуатации при наработке 4000 час.

Для сравнения на рис. 5в, 5г приведены спектры «бездефектных» (по состоянию подшипников качения) агрегатов.

При нормальном состоянии средние значения вибрационных признаков состояния подшипников (гармоники с частотами кратными f_заз) не превышают 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 f_заз 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. В связи с этим необходимо оговорить условия, связанные с разделением данных неисправностей. Причиной возникновения единичных дефектов на дорожках качения наружного кольца в большинстве случаев является усталостное поверхностное выкрошивание дорожек качения, которое может возникнуть 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, а это сопровождается расслоением материала 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 кратного f_заз 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, снимаемой с корпуса двигателя НК-12СТ:

спектры абсолютной вибрации корпуса содержат большое количество частотных составляющих, возбуждение которых обусловлено резонансами многочисленных деталей конструкции агрегата;

достоверное определение вклада резонанса в значение каждой составляющей из ряда fзаз не представляется возможным;

практика спектрального анализа вибрационного процесса, сопровождающего работу двигателя НК-12СТ, показала, что для «бездефектного» (по состоянию подшипников) 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 f_заз и его гармоник) для двигателей с увеличенным зазором позволяют с достаточной достоверностью проводить разделение состояний подшипников.

Как следует из вышесказанного, идентификация увеличенного рабочего радиального зазора осуществляется с помощью ряда спектральных составляющих с частотами, кратными f_заз.

Для разработки количественных критериев оценки состояния подшипников этот ряд удобно представить в виде обобщенного диагностического параметра

где A_k - уровень виброскорости спектральной составляющей с частотой K f_заз;
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.

Данный обобщенный диагностический параметр в виде (21) является диагностической моделью для каждого подшипника, он позволяет связать вибрационные параметры подшипников с параметрами их надежности и долговечности работы.

Учитывая специфику эксплуатации двигателей НК-12СТ, когда двигатели снимаются с эксплуатации при разрушении подшипников, введение эксплуатационных нормировочных оценок по диагностическому параметру для различных состояний подшипников не имеет смысла. Для эксплуатационного персонала компрессорных станций значительно важнее знать, сколько времени после обследования проработает до отказа каждый из диагностируемых подшипников.

Для получения такого прогноза используются принципы прогнозирования остаточного ресурса, изложенные ниже. В данном случае физический смысл коэффициента остаточного ресурса (η) тот же, что и функции надежности, т.е. он отражает вероятность безотказной работы подшипника в течение всего расчетного периода (расчетной наработки до отказа - T_P).

Функция S(t) надежности выражается через функцию распределения F(t):

где t - время работы подшипника.

Функция распределения при совместном действии внезапном и вызванных изнашиванием отказов наилучшим образом описывается распределением Вейбулла:

где Θ' - обобщенный параметр изнашивания, зависящий от времени, в данном случае - аналог обобщенного вибродиагностического параметра (Θ'). Из (22) и (23) имеем:

Зависимость η = f(Θ) 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

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 подшипника, который он может отработать в составе агрегата ГПА-Ц-6,3, будучи установленным в двигатель НК-12СТ.

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 час.

Экспериментальная и теоретическая зависимости η=F(Θ) приведены на рис. 6, из которого видно, что прогнозирующая зависимость η=e^-Θ' достаточно хорошо описывает экспериментальные данные.

Параметры диагностирования подшипников качения для двигателей с различной наработкой и различными величинами Θ приведены в табл. 4.

Погрешность определения наработки до съема двигателей по состоянию подшипников составила:

• для Θ=1,0-3,0 мм/с - 1-5%;
• для Θ<1,0 мм/с и Θ>3,0 мм/с - 10-20%.

При значении фактического остаточного ресурса менее 200 ч состояние двигателя признавалось аварийным и он подлежал съему в ремонт.

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 (η=e^-Θ'), 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 в составе агрегатов ГПА-Ц-6,3 является приближенной, хотя и достаточно хорошо согласующейся с экспериментальными данными;
• 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 НК-12СТ в целом.

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 и другой диагностической аппаратурой, выпускаемой фирмой «ИНКОТЕС», реализующей тонкие методы узкополосного спектрального анализа вибрационных процессов.

Для оперативного диагностирования состояния подшипников качения двигателя НК-12СТ фирмой «ИНКОТЕС» разработана методика, на базе которой разработано специальное программное обеспечение.

Фирма «ИНКОТЕС» может предложить консультационные услуги по диагностике подшипников качения различного оборудования и поставить диагностическое оборудование 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.