1

Глава 4. МЕТОДЫ ДИАГНОСТИКИ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ДЕФЕКТОВ

а)

б)

Рис. 4.15. Изменение формы двумерного закона распределения вероятностей Р(х,у) мгновенных значений вибросигнала с изменением параметров технического состояния механизма

диагностирования, базирующемся на од­ном из методов распознавания образов, хотя в некоторых случаях человек- оператор может использовать акустиче­ский портрет для визуального распозна­вания состояний объекта. Этот метод в теории распознавания называется "образ­ным анализом", когда распознавание осу­ществляется по характерным картинкам без компьютера. Несмотря на субъектив­ность такого подхода, метод получил дос­таточно широкое распространение в от­раслях техники, где оператору по обслу­живанию сложной технической системы необходимо принимать ответственное решение в течение ограниченного проме­жутка времени.

Использование биспектра для ди­агностики машинного оборудования обусловлено дополнительными (по срав­нению со спектральным представлением) возможностями анализа связи и фазовых соотношений между частотными компо­нентами виброакустического сигнала как проявления нелинейности либо нестацио- нарности механической системы. Несмот­ря на то, что большинство стандартных методов диагностирования основано на спектральном анализе вибрации в различ­ных его модификациях, спектр мощности, как и любая другая моментная характери­стика, не дает полного представления о статистических свойствах сигнала в отли­чие от многомерного закона распределе­ния вероятностей амплитуд. Кроме того, спектр получают в предположении ли­нейности стационарной модели гауссов­ского процесса, означающей неизмен­ность его свойств во времени на длине реализации, нормальное распределение амплитуд и некоррелированность частот­ных компонентов, что не всегда адекватно отражает свойства анализируемого сигна­ла. В связи с тем, что изменение техниче­ского состояния механизма может при­вести к появлению суб- и супергармоник, комбинационных частот, перераспределе­нию энергии и изменению фазовых соот­ношений между частотными компонента­ми, ориентация только на результаты спектрального анализа существенно сужа­ет диапазон возможностей виброакусти- ческой диагностики машин. Аргументы, изложенные выше, объясняют целесооб­разность использования в диагностиче­ских целях спектральных моментов более высокого порядка, в частности, биспектра.

К особенностям биспектра B(fi, f₂), выгодно отличающих его от спектра мощности и дополняющих его в диагно­стических приложениях, следует отнести следующие его свойства.

• Если спектр мощности представить как функцию двух переменных

S(/„/₂)=*(/l)**(/2>

00

где f + /₂ = 0, X(f)= jx(t)e-^j27lf,dt- пе-

—СО

риодограмма, т.е. преобразование Фурье временного процесса x(t); Х*( /) — фун­кция, комплексно сопряженная X{f), то биспектр можно представить как функ­цию трех переменных

где (/i +/2 +/з) = 0 и (f_l+f₂) = -f₃-

• Если спектр является реальной функцией частоты и определяется на час­тотной полуоси 0 </< оо, то биспектр яв­ляется комплексной функцией, которая оп­ределяется в октанте 0 </< оо, О < /₂ < f.

• Если спектр является распределе­нием по частоте центрального момента второго порядка, т.е. дисперсии сигнала, то биспектр характеризует распределение по частоте центральных моментов третье­го порядка, т.е. асимметрии.

Поскольку гауссовский процесс представляет собой линейную суперпози­цию статистически независимых Фурье- компонентов, для которого биспектр ра­вен нулю, то биспектр, отличный от нуля, указывает на отклонение закона распре­деления вероятностей от нормального.

Как спектральное разложение асиммет­рии, которая обуславливается либо взаи­модействием различных частотных ком­понентов (при нелинейности), либо не- стационарностью процесса, биспектр дает дополнительную (по сравнению со спек­тром) информацию о связанности колеба­ний в различных участках частотного диапазона с учетом их фазовых соотно­шений.

Биспектральную функцию В(/_и /₂), как одну из помехоустойчивых много­мерных характеристик виброакустическо- го процесса, особенно эффективную при анализе полигармонических колебаний роторных механизмов, можно рассматри­вать как обобщенный акустический порт­рет механизма, сформировав эталонные характеристики для нормального и де­фектных состояний. Такой подход эффек­тивен в отсутствие априорной информа­ции о характере связи свойств виброаку- стического сигнала с параметрами техни­ческого состояния, особенно в многофак­торном случае.

Использование биспектра для распо­знавания технических состояний машин­ного оборудования особенно эффективно, когда развитие дефекта приводит к суще­ственно нелинейным эффектам, характе­ризующимся взаимодействием между со­бой составляющих колебательного про­цесса, находящихся в различных участках частотного диапазона, что характерно для развитых эксплуатационных дефектов, и когда физическая интерпретация поведе­ния этих составляющих затруднена.

1. Глава 5 Диагностика механизмов по основным вибрационным составляющим вибрация оборотной частоты

Вибрация на частоте вращения и, со­ответственно, ее гармоники и субгармо­ники являются диагностическим парамет­ром для большинства опасных дефектов, которые свойственны крупным быстро­ходным агрегатам с подшипниками скольжения, каковыми являются, напри­мер, энергетические турбоагрегаты [34].

Аномальная стационарная (практи­чески неизменная во времени и мало­зависимая от режима) вибрация возникает после ремонта, монтажа, иногда и после очередного останова нагрузочного агре­гата.

Причинами стационарной повышен­ной вибрации оборотной частоты явля­ются:

• сосредоточенный либо распреде­ленный дисбаланс;

• остаточный прогиб одного из рото­ров;

• дефекты сопряжения роторов в муфтах;

• пониженная жесткость опорной системы (резонансные явления, отрывы и зазоры по корпусам и плитам, поврежде­ния фундамента);

• расцентровка роторотов по муфтам, повреждения уплотнений в турбопита- тельных насосах.

Квазистационарная вибрация - виб­рация, которая меняется при изменении режима, но на установившемся режиме становится стационарной.

Причинами квазистационарной виб­рации являются:

• тепловой дисбаланс разного проис­хождения;

• дефекты подвижных муфт;

• тепловая (режимная) расцентровка валов;

• электромагнитные возмущения.

Нестационарная вибрация характери­зуется функцией ее изменения во време­ни: внезапное изменение, при изменении режима нагрузки, медленный или быст­рый монотонный рост (тренд), повышен­ные переменные по знаку изменения на неустановившихся режимах.

Причинами нестационарной вибра­ции являются:

• поломка деталей ротора;

• специфичный тепловой дисбаланс, задевания по ротору; развитие трещины в роторе, нарастание прогиба ротора вслед­ствие ползучести;

• повышенные радиальные зазоры по насадным деталям;

• дефекты подвижных муфт, тепло­вая (режимная) расцентровка валов;

• деградация соединений опорной системы;

• деградация поверхностей скольже­ния подвижных корпусов.

Локализация этих дефектов опреде­ляется теми же алгоритмами, что и для стационарной вибрации, а характер де­фектов - характером изменений и сопут­ствующими признаками, которые опреде­ляются необоротными составляющими спектра вибрации.

Если машина состоит из нескольких роторов, имеющих разные скорости вра­щения (роторы соединены редукторами, цепными либо ременными передачами, гидромуфтами), то соответственные де­фекты каждого ротора определяются по гармонической составляющей, имеющей частоту вращения этого ротора, или по

комбинационным составляющим частот их вращения.

Ниже рассмотрены правила иденти­фикации перечисленных дефектов по виб­рации оборотной частоты.

1. Стационарная вибрация

Рассмотрим диагностирование де­фектов валопровода: дисбаланса, остаточ­ного прогиба, дефектов сопряжения рото­ров (полумуфт).

При этом можно воспользоваться приводимыми ниже априорными алго­ритмами, которые имеют условную дос­товерность. Они предполагают обычное распределение масс роторов внутри про­лета, соизмеримые податливости опор, отсутствие местных повреждений опор­ной системы, отсутствие местных резо­нансов опор, корпусов и роторов, отсутст­вие высокой связности колебаний опор. Достоверность диагноза тем выше, чем лучше соблюдаются названные условия. При резонансных явлениях на опорах, а также для роторов с массивными кон­сольными участками можно наблюдать парадоксальные соотношения дефектов и вибраций, например при кососимметрич­ном дисбалансе может наблюдаться син­фазная вибрация, что в подавляющем большинстве случаев совершенно исклю­чено.

Рассмотрим основные априорные ал­горитмы.

Дефект обычно локализуется на ро­торе, вибрация опор которого наиболь­шая. Локализация дисбаланса (как ло­кального, так и распределенного внутри пролета ротора) по вибрации на номи­нальной скорости вращения определяется следующими правилами.

Для жесткого ротора на относитель­но жестких опорах (первая группа) место преобладающего дисбаланса располагает­ся ближе к опоре с более высокой вибра­цией. Для остаточного прогиба характер­но относительное повышение осевых компонентов вибрации, при этом фазы осевой вибрации на опорах ротора по от­ношению к выбранному направлению отличаются примерно на 180°.

Для системы ротор-опоры, рабо­тающей относительно близко к первой критической скорости вращения (вторая группа), на опорах преобладает синфазная вибрация независимо от места дисбалан­са. К машинам этой группы относятся, например, мощные тихоходные машины на относительно податливых опорах, в частности мощные синхронные компенса­торы. Наличие существенной противо­фазной вибрации свидетельствует о гру­бом дефекте, например, о смещении одно­го из полюсов синхронного компенсатора в осевом направлении. Уточнение локали­зации дисбаланса может быть выполнено по измерениям вибрации на выбеге при достаточно низких скоростях вращения: правило при этом аналогично роторам первой группы.

Для системы ротор-опоры, рабо­тающей в интервале примерно 1,2... 1,6 от первой критической скорости (третья группа), место преобладающего дисба­ланса располагается ближе к опоре с меньшей вибрацией.

Характерными машинами третьей группы являются быстроходные электро­двигатели средней мощности.

Для системы ротор-опоры, рабо­тающей в окрестности второй и выше, кратной к первой критической скорости вращения (четвертая группа), на опорах преобладает противофазная вибрация не­зависимо от места дисбаланса. Характер­ными машинами этой группы являются мощные быстроходные машины, прежде всего крупные энергетические турбоагре­гаты.

Существенная синфазная вибрация возникает при этом под действием дисба­лансов и дефектов на консольных участ­ках (муфтах), а также при наличии суще­ственного распределенного дисбаланса по первой и (или) третьей формам неуравно­вешенности, например, при прогибе рото­ра, а также вследствие попыток компен­сировать прогиб установкой корректи­рующих масс. Уточнение локализации дисбаланса может быть выполнено по измерениям вибрации на выбеге. Дисба­ланс преобладает с той стороны ротора, на которой при некоторой промежуточной скорости вращения амплитуда вибрации относительно низкая (иногда проходит через нуль), а при проходе через этот ми­нимум амплитуды фаза вибрации изменя­ется на угол, превосходящий 90°. Высокая вибрация на первой критической скорости соответствует неуравновешенности по первой форме, например остаточному прогибу ротора. Дефект и дисбаланс на муфте характеризуются относительно ма­лой зависимостью вибрации от скорости вращения.

Дефекты муфт имеют следующие признаки:

• вибрация локализуется на соседних с муфтой подшипниках;

• вибрация меньше, чем при других дефектах, зависит от скорости вращения;

• противофазная вибрация на этих подшипниках является признаком колен- чатости, а синфазная - излома оси.

Для диагностирования можно ис­пользовать значения боя валов при мед­ленном вращении валоповоротным уст­ройством. Остановимся на этом более подробно.

Как уже сказано выше, при дефектах муфт вибрация относительно мало зави­сит от скорости вращения. При этом в качестве эталона для сравнения может быть взята АФЧХ вибрации на выбеге от известного дисбаланса внутри пролета ротора в одной из штатных плоскостей коррекции, а в качестве количественных критериев — соответствующие отношения амплитуд вибрации на нескольких харак­терных частотах.

Как уже было отмечено, для колен- чатости характерно преобладание проти­вофазной вибрации на смежных с муфтой опорах. При этом разность фаз вибраций для одного направления измерения обыч­но превышает 100°. Сопутствующим при­знаком является повышение (изменение) вибрации двойной оборотной частоты, а иногда и некоторых более высоких крат­ных частот. Коленчатость на рабочей час­тоте вращения влияет на вибрацию при­мерно так же, как прогиб одного из со­единяемых роторов либо такой дисбаланс двух роторов, при котором вибрации со­седних с муфтой подшипников противо- фазны. Для дифференциальной диагно­стики можно использовать дополнитель­ные признаки, отличающие названные дефекты от коленчатости: для дисбаланса характерно отсутствие боя вала и вибра­ции опор на низких скоростях вращения, а для прогиба относительно высока вибра­ция на первой критической скорости вра­щения.

При изломе оси разность фаз вибра­ций для одного направления измерения на смежных с муфтой опорах обычно не пре­вышает 50°. Для жестких роторов на про­тивоположных от муфты опорах вибрации также совпадают по фазе, но их фаза про­тивоположна фазе вибрации на смежных с муфтой опорах. На роторах, работающих выше первой критической скорости вра­щения, излом оси очень мало влияет на вибрацию противоположных от муфты опор, но при относительно низких скоро­стях вращения на выбеге для вибрации этих опор характерны такие же соотно­шения, как и названные выше для жестких роторов. Если соседние с муфтой под­шипники расположены в разных корпу­сах, то дополнительным признаком изло­ма оси может быть противофазная осевая вибрация этих корпусов.

Из сказанного также ясно, что в про­цессе снижения скорости вращения рото­ра при выбеге скорость вращения гибкого ротора последовательно проходит в зоны отношений скорости вращения к первой критической скорости, характерные для разных рассмотренных групп. Это позво­ляет использовать АФЧХ вибрации на выбеге для уточнения диагноза, применяя приведенные выше алгоритмы для разных групп.

Рассмотрим диагностирование де­фектов опорной системы: расцентровки, резонанса опоры, нарушения плотности сопряжений опорных элементов.

Вибрация обычно локализуется в районе двух подшипников, соседних с муфтой, на которой возникает расцен- тровка полумуфт.

Признаки расцентровки полумуфт выявляются в основном эксперименталь­но для конкретного типа агрегатов. Если имеются подтвержденные эксперимента­ми данные о влиянии расцентровки на соотношение вертикальной и поперечной составляющих вибрации, то последнее может учитываться при диагностировании расцентровки. Во многих случаях вибра­ция при расцентровке повышается на подшипнике более легкого из соединяе­мых роторов, если его ось смещена вверх. Этот признак следует подтвердить экспе­риментально. Характер воздействия рас­центровки на вибрацию может быть опре­делен путем диагностического тестирова­ния по изменениям динамических коэф­фициентов влияния (ДКВ) пробных дис­балансов. Обычно в точках, где наблюда­ется ненормальное увеличение вибрации при расцентровке, значения модулей ДКВ соответственно увеличиваются.

Признаком расцентровки вала может служить температура баббита: для пере­груженных подшипников температура выше. Этот признак неоднозначен: темпе­ратура баббита зависит не только и даже не столько от расцентровки, сколько от других причин. Этот признак можно ис­пользовать как дополнительный.

Несколько облегчается задача диаг­ностирования расцентровки при возмож­ности контроля величины всплытия вала на масляном клине подшипников сколь­жения (аппаратурой относительной виб­рации валов). Обычно величина всплытия при расчетной нагрузке и заданной тем­пературе масла известна либо может быть рассчитана. На разгруженных подшипни­ках величина всплытия больше и наобо­рот.

Признаками резонанса опоры явля­ются:

• характерный рост вибрации опоры при скорости вращения вала, близкой к номинальной. Сопровождается сущест­венным увеличением фазы вибрации;

• преобладание вибрации в одном направлении. Оно может не совпадать ни с одним из трех направлений измерения - вертикальным, горизонтально-попереч­ным и осевым. В этих направлениях изме­рения амплитуды вибрации могут быть и соизмеримы. Признаком преобладания вибрации в одном направлении является примерное совпадение фаз вибрации либо их отличие на 180° в направлениях, где отмечается высокая вибрация.

Ненормальным является также сме­щение резонансного пика в область ско­ростей вращения ниже номинальной, если для агрегатов рассматриваемого типа ре­зонанс, как правило, наблюдается на ско­ростях вращения, превышающих номи­нальную.

Если повышенная вибрация локали­зуется преимущественно на одном под­шипнике, то ее причиной может быть снижение жесткости вследствие наруше­ния плотности опорных соединений: от­рыва фундаментной плиты от фундамен­та, ослабления крепления опорных цен­трирующих колодок, отрыва корпуса под­шипника от фундаментной плиты, в частности, вследствие коробления опор­ных поверхностей, а также повреждения фундамента.

Этот же признак появляется также при резонансе опоры и при некоторых дефектах валопровода. Надежно диффе­ренцировать дефекты этой группы позво­ляет снятие контурной характеристики. Если машина оборудована датчиками от­носительной вибрации корпусов подшип­ников, то признаками отрыва корпуса подшипника от фундаментной плиты и (или) коробления опорных поверхностей являются появление заметной относи­тельной вибрации и увеличение зазора по опорным поверхностям.

Дополнительным признаком нару­шения плотности опорных соединений может быть появление соответствующих высокочастотных гармонических состав­ляющих вибрации.

Непосредственным признаком сни­жения динамической жесткости опор яв­ляется существенное увеличение модулей (амплитуд) ДКВ пробных дисбалансов по сравнению со средними (эталонными) значениями.