Виброакустическая диагностика технических объектов

плитуда пульсаций давления определяется динамическим напором. Спектр вибрации обтекаемой поверхности аналогичен спектру пульсаций давления на стенке. Турбулентность вызывает пульсацию давления или скорости при прохождении потока через лопатки ротора либо подводящий и/или отводящий патрубки. В этом случае преобладают низкочастотные колебания (частота колебаний зависит от частоты вращения ротора, количества рабочих и направляющих лопаток, опорных стоек и других конструктивных элементов).

Кавитация. Существуют три режима движения жидкости: турбулентный, ламинарный и кавитация. Качественное различие между режимами заключается в отношении скорости движения молекул жидкости к скорости движения всего объема жидкости. При равенстве этих скоростей – ламинарный режим движения жидкости. При скорости движения молекул, большей скорости движения объема жидкости, – турбулентный режим. При скорости молекул меньше, чем скорость движения всего объема, жидкости приходится разрывать молекулярные связи, при этом образуются внутриводные полостиразрывы, что приводит к кавитационному режиму движения жидкости. Таким образом, при кавитации в толще жидкости появляются пустоты. Это поток, который еще ламинарнее ламинарного потока! Существует несколько различных форм начальной стадии кавитации. В лопастных (осевых и центробежных) насосах принято различать пузырьковую, профильную и вихревую формы. Процесс возникновения кавитационных импульсов давления от пузырьковой кавитации схематически представляется следующим образом. В набегающем на тело потоке содержится очаг кавитации – пузырек. Попав в зону разрежения вблизи обтекаемого тела, он начинает расти под действием растягивающих напряжений. Рост продолжается до тех пор, пока кинетическая энергия присоединенной к пузырьку массы воды полностью не израсходуется, т. е. рост пузырька заканчивается за зоной разрежения; увеличивающийся пузырек сносится потоком в область повышенного давления, где он начинает сокращаться. Находящийся внутри пузырька газ оказывает демпфирующее влияние, и пузырек, прежде чем захлопнуться, совершает несколько сжатий и расширений. Эти процессы сопровождаются выделением виброакустической энергии, причем основная доля энергии излучается на стадии сжатия. Пузырьковая форма кавитации обычно развивается около тел с плавными обводами, например, стоек водорезов. Кавитация является одним из самых мощных источников вибрации и шума насосов. Причем на виброакустические характеристики насосов существенное влияние оказывает уже начальная стадия кавитации, возникающая в небольших по площади областях.

Вихревая кавитация развивается в ядрах вихрей, образующихся на свободных концах лопастей осевых колес. Возникновение перечисленных форм кавитации подвержено масштабному эффекту и происходит в зоне разреже-

221

ния при давлениях, больших, чем давление упругости водяных паров. Под масштабным эффектом кавитации понимается влияние не только геометрических размеров, но и величин скорости, давления, температуры, степени насыщенности жидкости воздухом – вообще всех параметров, которыми могут различаться потоки, обтекающие геометрически подобные тела. Из названных форм начальной стадии кавитации наибольшей виброакустической мощностью обладают вихревая (в осевых насосах) и профильная (в центробежных насосах). Эти формы кавитации по мере увеличения ее интенсивности проходят газовую и паровую стадии. При снижении давления (увеличении скорости потока) наступает такой момент, когда газовые пузырьки в результате анизотропной направленной диффузии растворенного в воде газа начинают резко расти в объеме. Происходит дегазация жидкости, которую часто называют газовой кавитацией; так как при дегазации возникают импульсы давлений, то рост пузырька имеет циклический характер. При дальнейшем понижении давления, т.е. с увеличением растягивающих жидкость напряжений, возникает паровая стадия кавитации.

Вибрация и шум, вызываемые кавитацией, занимают широкий спектр частот. Причем ранние стадии кавитации проявляются в высокочастотной части спектра; с увеличением интенсивности кавитации спектр расширяется в область средних и низких частот, в спектре виброускорения появляются частоты, кратные лопаточной (fл = f0 L, где L – количество лопастей рабочего колеса). Когда кавитация переходит в стадию срыва, низкочастотные вибрации бывают настолько сильными, что могут вызвать поломку насоса. Интенсивность (J) кавитационного шума насосов сильно зависит от окружной скорости колеса (u), которая может быть выражена соотношением J ~ ub. Величина показателя b изменяется в зависимости от стадии кавитации. В осевых насосах в начальный момент развития паровой кавитации b = 30...20, а в зоне развитого кавитационного шума b = 9, в центробежных насосах эти величины соответственно равны 12–14 и 6.

Вихреобразования и турбулентные пульсации давления в объемных роторных насосах. Вихреобразования обусловлены взаимодействием рабочих элементов этих насосов (шестерен винтов, пластин) между собой и корпусом. В основном вихреобразования носят случайный характер. Спектр вибрации, вызываемой вихреобразованиями, преимущественно высокочастотный, сплошной, обычно маскируется другими более интенсивными источниками. Микроколебания давления в этих насосах так же, как и в лопастных, могут быть обусловлены турбулентностью потока жидкости. В турбулентном пограничном слое возникают напряжения сдвига, которые вызывают деформацию элементарных объемов жидкости. Каждый такой элемент представляет излучатель звуковой вибрации, причем излучение происходит за счет деформации элемента без изменения объема. На твердой границе – на

222

поверхности обтекаемого тела – действуют хаотические пульсации давления. Турбулентные пульсации давления в дозвуковом потоке обычно не вызывают интенсивной вибрации. Спектр вибрации от турбулентных пульсаций давления в потоке жидкости занимает широкую область частот и в значительной степени неравномерен по интенсивности.

Аэродинамические и гидравлические воздействия. Возникают от взаимодействия кромочного следа сопел и рабочих лопаток. Частота взаимодействия равна произведению количества лопаток на частоту вращения ротора. Она присутствует при работе насосов, вентиляторов и компрессоров, обычно не является причиной возникновения дефектов. Однако большая амплитуда этих колебаний и их гармоник может быть вызвана несовпадением осей направляющего аппарата насоса или компрессора и рабочего колеса. Такие же колебания вызываются при совпадении частоты собственных колебаний и колебаний от аэро- и гидродинамических сил, что приводит к возникновению высокочастотной вибрации. Высокочастотные колебания могут вызываться колебаниями впускного и нагнетательного патрубков, возникающих в результате дефектов крепления или эксцентриситета ротора относительно статора.

Условия взаимодействия газодинамических источников в потоке носят избирательный характер, обусловленный частотной характеристикой колебательного контура и волновых процессов, формирующих виброакустическое поле от источников, а также углом сдвига фазы колебаний при их взаимодействии. Существенное влияние на условия взаимодействия волновых процессов оказывают граничные условия, формирующие виброакустический процесс. Условия такого взаимодействия предполагают возможность усиления колебаний амплитуды давления на одной или нескольких несущих частотах – это «раскачка» колебаний. Кроме того, возможно постоянство амплитуды колебаний давления во времени, этот процесс носит название «автомодельность колебательного процесса», при уменьшении амплитуды во времени – процесс затухания. Возбуждение колебаний связано со значительным притоком виброакустической энергии по сравнению с ее потерями (рассеиванием). Такие режимы достаточно редки, тем не менее имеют место.

Режим автомодельности (величина притока виброакустической энергии равна ее расходу) в колебательном процессе жидкостной (газовой) среды в тракте возникает достаточно часто, особенно когда частотные характеристики источников близки к собственным частотам конструкции трубопровода. Величина амплитуды давления акустических колебаний в этих случаях может достигать достаточно значительной величины. Колебания давления перекачиваемой среды будут являться вынуждающей силой для формирования колебаний механических систем (стенок, элементов газовых трактов). Амплитуда вынужденных колебаний будет определяться условиями взаимодействия жидкость – стенка. В большинстве случаев эти колебания носят за-

223

тухающий характер с импульсной нагрузкой, возникающей за счет периодического нагнетания поршневыми насосами, обеспечивающими подачу (перекачку) среды. Но периодичность такого импульсного колебательного процесса создает режим цикличной нагрузки в трубопроводе, амплитуда которой может достигать значительной величины. Эти процессы также приводят к вибрационным колебаниям стенок трубопроводов.

Размах амплитуды колебаний механических систем зависит от их жесткостных и массовых характеристик системы. Кроме того, гидродинамические источники потока, генерируя не только акустические, но и вибрационные волны, создают вибрационную волновую структуру, которая проходит через механические элементы технического объекта, как по звукопроводу, и приводит к изменению физико-механических свойств материалов, из которых изготовлены его детали (в том числе и динамический модуль). Это приводит к искажению выходного сигнала, регистрируемого на наружной поверхности трубы. Тем не менее в «искаженном» сигнале источник возбуждения колебаний в трубопроводе присутствует в виде его размытых спектров относительно его несущих частот. Таким образом, на наружной поверхности трубопровода могут быть реализованы вибрации конструкции от воздействия вынуждающих колебаний потока, как механической среды, так и источников излучения вибрационных (акустических) волн, прошедших через стенку (конструкцию). Акустические волны могут достаточно корректно восстановить картину формирования источников в трубопроводе, следовательно, выявить их природу возникновения, оценить изменение физико-механических свойств материала конструкции (при наличии априорной информации о первоначальных свойствах материалов в конструкции). Вибрационные колебания могут дать представления об амплитуде механических колебаний среды, тем самым дать возможность определить амплитуду динамических нагрузок от гидродинамичиских колебаний в системе.

Распространение вибраций от источника (механизма их возникновения) по металлическим и иным конструктивным материалам определяется величиной интенсивности поля вибраций и физико-механическими характеристиками звуковибропровода (передаточной функцией среды, объекта). Величина интенсивности любого возмущения может быть связана с величиной изменения виброакустического давления в возникающем поле.

По определению виброакустическая интенсивность I (Вт/м2), которая имеет размерности плотности мощности на единицу поверхности, выражается уравнением

где Р(Т) – волновое (акустическое) давление в среде, создаваемое источником; V(T) – фазовая скорость.

224

Выражение (5.1) для измерительного тракта в области частот переходит в уравнение

I (ν ) = Re p(T )V (T ) ,

где Re – действительная часть квазигармонической функции разложения виброакустического сигнала; р(Т) – преобразованная амплитуда сигнала волнового (акустического) давления в среде; V*(T) – сопряжение преобразования фурье-сигнала V(T).

Какая бы область «по времени» или «по частоте» ни была выбрана для виброакустической интенсивности, требуется в одной и той же точке измерения одновременно определять два параметра – р(Т) и V*(T).

Практическое определение фазовой скорости основывается на уравнении Эйлера с учетом градиента давления при конечной разности:

где Р1 и Р2 – значения амплитуд давления двух датчиков, расположенных на расстоянии ∆ х друг от друга; γ – фазовое ускорение.

Величина V*(T) будет определяться как

V*(T) = ∫ Р1 − Р2 dt .

ρ0∆х

Переход к определению величины динамической нагрузки по результатам измерений виброакустической интенсивности любого конструктивного элемента в системе осуществляется на схеме, приведенной на рис. 5.29.

Рис. 5.29. Схема интенсивности при динамическом нагружении объекта

В каждом конкретном случае анализ источников динамического нагружения системы формализуется в соответствии с конструктивными особенностями, условиями технологического процесса и режимом работы. Поэтому в общем случае для любой системы в методике определения динамических нагрузок источник любогодинамического нагружения будет именоваться как источник.

Величина динамической нагрузки в частотном диапазоне будет определяться по следующей зависимости:

∆P = W (S) A[P(T )],

225

где W(S) – передаточная функция элемента системы, используемого для измерения виброакустической интенсивности; А[P(T)] – величина амплитуды виброакустического сигнала (Па), замеренного непосредственно наэлементе системы.

Для определения передаточной функции необходимо проведение исследований, суть которых состоит в том, что для исследуемого объекта необходимо знать задаваемый входной и измерять выходной сигнал в направлениях регистрации параметров виброакустического поля фактического измерения действующего объекта. Другой возможностью построения передаточной функции объекта является проведение модального анализа. Суть последнего состоит в том, что при определенной схеме установки датчиков производится импульсное нагружение конструкции в районе установки датчика. Структура передаточной функции определяется по прохождению импульсного сигнала от датчика к датчику, т.е. определяются характеристики волнопровода в исследуемом его частотном диапазоне собственных колебаний его элементов. Количество датчиков должно быть не менее двух. Сопоставление сигналов датчиков с учетом условий прохождения виброакустического сигнала от датчика к датчику в амплитудночастотном и временном соотношении позволяет в первом приближении оценить характеристики волновода, а следовательно, получить основные параметры передаточной функции исследуемой конструкции.

Методика исследований величины динамической нагрузки состоит из двух этапов:

1. Определение передаточной функции стенки трубы с выявлением собственных частотных характеристик конструкционных элементов, т.е.

проведение модального анализа. Для этого необходимо конструктивный элемент нагрузить заданной нагрузкой, имеющей одну из форм возбуждения. В нашем случае это импульсная нагрузка. С помощью установленных на конструктивном элементе датчиков (их должно быть не менее двух, см. формулу (5.2)) провести замеры величины интенсивности виброакустического поля системы. Исследования должны быть повторены не менее 5 раз, чтобы была возможность проведения экспресс-оценки полученной амплитудно-частотной зависимости для передаточной функции по результатам обработки сигналов с двух датчиков. По возможности работы по замеру виброакустического поля провести для соседних конструктивных элементов трубы, или на трубе, но переместившись на 3–6 м от места прежнего замера. Это позволит построить корреляционные зависимости для передаточной функции в исследуемом частотном диапазоне работы системы по динамическим нагрузкам и спектральную плотность распределения коэффициентов корреляции передаточной функции. Количество замеров для построения корреляционной функции – не менее 25 серий для однотипных конструктивных элементов.

226

2. Выделение источников возбуждения виброакустических колебаний.

Данный этап предполагает два вида направления работ, которые проводятся последовательно. Первое направление работ – анализ технологической (конструкционной) документации, монтажных схем системы с выделением источников и классификацией их на подгруппы:

1)механические (наведенные колебания элементов – собственные колебания конструкционных элементов при импульсной нагрузке);

2)гидродинамические (по характеристикам насосов, с определением интенсивности по времени выхода на режим, времени и характеру переходных режимов, по геометрии поверхности прокладки нитки трубопроводов

ипо особенностям конструктивных элементов системы, реализуемым расходам по трубопроводу с величиной давления перекачиваемой среды и т.п.).

Второе направление работ – непосредственные работы на трубопроводе с определением частотных характеристик источника. Для этого датчики замера виброакустического поля устанавливаются на тех же участках трубы, что и при проведении модального анализа. Это позволяет с учетом собственных частотных характеристик трубы разделить колебания на две группы:

1)механические, с определением собственных частотных характеристик конструктивных исследуемых элементов и их парциальных частот как системы по результатам модального анализа;

2)гидродинамические, с определением частоты импульсной или периодической нагрузки, создаваемой нагнетательными устройствами при перекачке среды и собственных частот участков линейного движения среды за счет турбулентного движения среды.

Для отработки методики определения динамических нагрузок в трубопроводах по виброакустическим параметрам стенки трубы необходимо дополнительное исследование, связанное с прямым измерением колебаний давления перекачиваемой среды. Для этого необходимо провести дополнительные работы по установке элементов с датчиками измерения давления перекачиваемой среды на работающие трубопроводы для получения фактического значения колебаний динамической нагрузки. Данные измерения существенно повысили алгоритм построения передаточной функции стенки трубопровода, а следовательно, повысили точность предлагаемого метода определения динамических нагрузок в трубопроводах.

Исследования характера нагружения трубопроводов выявили, что на выкидных трубопроводах обвязки скважин наблюдается импульсная нагрузка в виде значительного по амплитуде всплеска на временном сигнале (рис. 5.30, а). На рис. 5.31, а приведены спектрограммы данного сигнала. На рис. 5.32, а приведены исследования частотных характеристик трубопровода с помощью модального анализа – спектрограмма модального исследования трубы (все данные

227

получены при исследовании трубопровода из стальных труб обвязки скважины 210). Характер импульсной нагрузки практически одинаков для всех трубопроводов обвязки скважин независимо от материалов, применяемых для изготовления труб. В качестве примера приведены результаты аналогичных исследований на выкидном трубопроводе обвязки скважины 169, выполненной из полимерных армированных труб (ПАТ 95) с аналогичным насосом, что и на скважине 210 (см. рис. 5.30, б – 5.32, б: импульсный сигнал, спектрограммы сигнала и модальногоисследования соответственно).

Рис. 5.30. Временной сигнал трубопроводов обвязки скважин 210 (а) и 169 (б)

Рис. 5.31. Спектрограммы импульсной нагрузки трубопроводов обвязки скважин 210 (а) и 169 (б)

При анализе динамических нагрузок в трубопроводе, давление перекачки жидкости в котором обеспечивается лопаточными (центробежными) насосами (пример трубопровод нефтесборный ДНС88 –УПСВ) характеристика сигнала по колебаниям давления имеет вид возникающих автоколебаний с амплитудой, существенно меньшей, чем при импульсном режиме нагрузки трубы. На рис. 5.33,а – рис. 5.35,а представлены: временной сигнал, спектро-

228

грамма временного сигнала и спектрограмма модального анализа трубопровода, выполненного из композиционного материала (стеклопластиковый силовой каркас с внутренним герметизирующим слоем из полиэтилена ПЭ 80) – ТСК 190. В качестве примера приведены результаты аналогичных исследований на сборном трубопроводе куста скважины, выполненного из полимерных армированных труб (ПАТ 200) с аналогичным насосом, что и на трубопроводе ДНС88–УПСВ (рис. 5.33,б – рис. 5.35,б: импульсный сигнал, спектрограммы сигнала и модального исследования соответственно).

Рис. 5.32. Спектрограмма модального анализа трубопроводов обвязки скважин 210 (а) и 169 (б)

Рис. 5.33. Временной сигнал на трубопроводах при работе лопаточных насосов из ТСК 190 (а) и ПАТ 200 (б)

229

Рис. 5.34. Спектрограмма временных сигналов при работе лопаточных насосов из ТСК 190 (а) и ПАТ 200 (б)

Рис. 5.35. Спектрограмма модального анализа трубопроводов при работе лопаточных насосов из ТСК 190 (а) и ПАТ 200 (б)

Диагностирование величины амплитуды динамической нагрузки осуществляется путем определенного алгоритма, построенного на определении передаточной функции стенки трубы с учетом коэффициентов корреляции, полученных по анализу сигнала от двух датчиков при параллельной обработке сигнала.

230