Виброакустическая диагностика технических объектов

Анализ частотных характеристик участков одного и того же трубопровода обвязки разных скважин показывает, что наблюдается некоторое расхождение в собственных частотах, которое можно объяснить несколькими причинами:

•разная величина статического давления;

•старение материала (разный срок ввода в эксплуатацию);

•разная плотность перекачиваемой среды (разное значение обводнения перекачиваемой нефти) и т.д., в том числе и не исключается структурное изменение тела трубы, появление микротрещин и т.п. Данное предположение требует дополнительных исследований.

При решении вопросов построения технической диагностики трубопроводов различного назначения необходимо знать фактическую нагрузку, действующую в момент исследования. Кроме того, необходимо знать характер частотного изменения конструкции трубы в процессе эксплуатации (изменение собственных частот трубы во времени). Вся эта априорная информация должна быть в базе данных для каждого трубопровода, чтобы на момент проведения технической диагностики конкретного трубопровода история его работоспособности была реализована в частотных характеристиках. Это позволило бы разработать алгоритм построения технического мониторинга трубопровода с прогнозированием его работоспособности в рамках технологического регламента его использования по параметрам «дрейфа» собственных частот при конкретных нагрузках и фактического времени его эксплуатации. Это кропотливая работа, которая только начинается в научно-исследовательских лабораториях и лабораториях технической диагностики.

В качестве примера влияния величины нагрузки на изменение собственных частот конструкции трубопровода ниже приведены результаты исследований по изменению собственных частот в зависимости от статического давления в трубопроводе. Экспериментальное исследование было проведено на образцах труб ПАТ 140, спектрограммы модального анализа некоторых результатов приведены на рис. 5.36–5.38. Получены следующие результаты исследования изменений собственных частот образца трубы ПАТ 140:

Приведенные данные подтверждают необходимость учета величины внутреннего давления при проведении технической диагностики работающего трубопровода.

231

Рис. 5.36. Спектр модального анализа трубопровода (давление 2,0 МПа)

Рис. 5.37. Спектр модального анализа трубопровода (давление 4,0 МПа)

232

Рис. 5.38. Сравнительный анализ спектров модального анализа трубопровода (давление 2,0 и 4,0 МПа)

Амплитуда колебаний стенки трубы, полученная в процессе измерений, является исходной величиной для пересчета амплитуды колебаний давления. Алгоритм пересчета связывает переход амплитуды колебаний стенки, измеренной в размерности скорости перемещений (мм/с) в интенсивность вибрационного поля с размерностью давления (Па). Условие пересчета – равенство энергий спектральной характеристики амплитуды колебаний, полученной при измерении на трубе, и спектральной интенсивности вибрационного поля, полученного путем пересчета. Физико-механические характеристики, геометрические размеры трубы учитываются в алгоритме пересчета и для удобства вводятся как поправочные коэффициенты в передаточную функцию стенки трубы. Интегральное значение величины колебания давления перекачиваемой среды определяется по зависимости

здесь k1 – коэффициент, учитывающий пересчет амплитуды колебаний вибрации стенки из [мм/с] в [Па]; k2 – коэффициент, учитывающий геометрические особенности трубы; k3 – корреляционный коэффициент, учитывающий влияние присоединенных масс (элементов); W(f) – передаточная функция, определяемая из модального анализа; A(f) – амплитуда колебаний стенки на полученной из спектра частоте.

233

В первом приближении k1 равен величине динамического модуля материала стенки трубы (динамический модуль – это модуль материала, зависящий от скорости его нагружения). Значение k2 определяется через соотношение толщины стенки трубы к ее диаметру. Коэффициент корреляции k3 находится в диапазоне 0–1, в частности по результатам модального анализа для труб ТСК 75-6000 k3 равен 0,6–0,75; для труб ПАТ 95–0,35–0,55; стальной трубы – 0,7–0,85. Это позволяет предположить, что коэффициент корреляции для труб зависит от жесткости конструкции: чем материал стенки трубы менее жесткий, тем ниже коэффициент корреляции (влияния присоединенных объемов конструктивных элементов и т.п.). При определении передаточной функции стенки трубы необходимо учитывать то обстоятельство, что на резонансных (собственных) частотах амплитуда стремится к бесконечности без учета вязкоупругих потерь. В реальных конструкциях величина максимального усиления (ослабления) амплитуды колебаний существенно зависит от физико-механических свойств материала. В табл. 5.10 приведены значения коэффициентов и передаточной функции (на собственной частоте конструкции) для конкретных элементов (трубопроводов). Для других конструкций трубопроводов, выполненных из различных труб для определения передаточной функции на нерезонансных частотах колебаний исследованных трубопроводов необходимо провести дополнительные исследования.

*Необходимы данные экспериментальных исследований по построению зависимости изменения модуля материала от скорости нагружения.

**Недостаточен объем исследований на объекте.

Тем не менее полученные значения коэффициентов и передаточной функции позволяют приближенно оценить величину колебаний давления

втрубопроводе, а следовательно, получить диапазон динамических нагрузок и их частот. Это существенное замечание, позволяющее рассчитать срок эксплуатации трубопроводов, используя результаты исследований по предельной величине количества циклов нагружения.

По формуле (5.3), имея результаты замеров величины колебаний стенки трубы, полученные из спектрограммы замеренного вибрационного сигнала,

впервом приближении можно получить величину амплитуды колебаний дав-

234

ления динамического нагружения трубопровода. Ожидаемый диапазон амплитуды давления требует дополнительных исследований и является предварительным для данных трубопроводов.

Существенным замечанием по полученным результатам является их диапазон. Для уменьшения диапазона амплитуды колебаний давления перекачиваемой жидкости необходимо включать в исследовательский процесс прямого измерения колебаний давления на стадии отработки предлагаемого метода диагностирования динамических нагрузок в трубопроводах. Тем не менее диагностирование технического состояния трубопроводов непосредственно в процессе их эксплуатации с определением динамики нагрузки возможно с помощью вибрационного метода.

5.5. Методика диагностирования выхлопных трактов газоперекачивающих агрегатов на динамические нагрузки

При испытаниях ряда газоперекачивающих агрегатов (ГПА) имели место значительные деформации отдельных элементов конструкции выходного тракта, вплоть до нарушения их целостности. Одной из возможных причин такого рода деформаций являются нерасчетные нагрузки на элементы конструкции, которые определяются сложным пространственным течением газа с наличием отрывных зон в потоке и колебаниями давления на участке перехода от улитки к выхлопному тракту.

Основная задача диагностирования заключается в анализе информации, полученной от датчиков, измеряющих виброакустические характеристики конструктивных элементов выхлопного тракта ГПА, с анализом и сопоставлением результатов прямого измерения амплитуды колебаний давления в газовом тракте для последующего этапа доработки методики пересчета амплитуды виброколебаний стенки конструкции в амплитуду колебаний давления газа в выхлопном тракте. Основными источниками возбуждения колебаний в газовом тракте являются процессы нестационарного турбулентного течения газа с вихреобразованием и колебания давления в потоке, прошедшего через турбину газотурбинного двигателя (ГТУ) и улитку. Рассмотрим физические процессы вихреобразования навыходе ихтурбиныГТУв улитку выхлопногодиффузора.

Вихреобразования и турбулентные колебания давления в объемных газотурбинных установках. Вихреобразования обусловлены взаимодействием рабочих элементов турбины (рабочие и направляющие лопатки) 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 агрегатах так же, как и в лопастных, могут быть обусловлены турбулентностью потока газа. В турбулентном пограничном слое возникают напряжения сдвига, которые вызывают

235

деформацию элементарных объемов газа. Каждый такой элемент представляет излучатель звуковой вибрации, причем излучение происходит за счет деформации элемента без изменения объема. На твердой границе действуют хаотические колебания давления. Турбулентные пульсации давления в дозвуковом потоке обычно не вызывают интенсивной вибрации. Спектр вибрации от турбулентных колебаний давления в потоке газа 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, вызванных дефектами крепления, или при эксцентриситете ротора относительно статора.

Помпаж (фра. pompage) – вредное явление, которое наблюдается при работе лопастных компрессоров, вентиляторов и насосов и заключается в возникновении колебаний подачи и давления газа в трубопроводной системе.

Центробежные компрессоры имеют ограниченный диапазон регулирования, который начинается от 50–70 % максимального расхода, в зависимости от конфигурации компрессора и типа воздействия на поток. На нижнем участке диапазона регулирования может, по причине сильного дросселирования или слишком высокого противодавления, произойти обрыв потока газа. Обрыв потока газа ведет к ударному сбросу нагрузки, последующему формированию потока и обрыву потока газа. Этот процесс полностью циклически повторяется с частотой 0,3–7,0 Гц и называется помпажем. При этом колебание подачи газа напоминает циклическую подачу рабочего тела поршневым компрессором. При сильном помпаже нередко выходят из строя лабиринтные уплотнения и опорные подшипники, при этом колебания ротора продолжаются вследствие нарушения масляного клина в подшипниках. Основные направления вибрации – осевое и радиальное. При потере устойчивости в системе регулирования расхода наиболеезначительна вибрация в осевом направлении. Различают три типапомпажа:

1)вращающийся срыв – результат потери устойчивости осесимметричного течения на одной из ступеней или во всей проточной части компрессора, т.е. происходит срыв потока с лопаток компрессора, в результате чего возникают пульсации во всех газовых трактах;

2)скачкообразное уменьшение расхода газа и напора компрессора вследствие потери статической устойчивости потока в компрессоре. Если быть еще

236

более точным, то помпаж возникает за счет нарушения ламинарности (незавихренности) газового потока на входе и в самом компрессоре. При этом поток газа как бы«запирается» навходе компрессора иегопоступление уменьшается;

3) собственно помпаж в его классической форме (обрыв потока газа). В компрессорах это явление сопровождается характерным звуковым эф-

фектом. Вдали от границы помпажа при большой подаче компрессор издает резкий свистящий звук. Частота звуковых колебаний в одноступенчатом компрессоре совпадает с частотой прохождения рабочих лопастей около неподвижных направляющих лопастей. По мере уменьшения подачи (при неизменном числе оборотов) вплоть до границы помпажа звук почти не изменяется. В некоторых случаях он становится глуше, что вызывается ростом колебаний в потоке вследствие отрывного обтекания профилей. Подача, при которой внезапно появляются резкие периодические хлопки, сопровождающиеся обычно выбросом газа из компрессора во всасывающий патрубок, определяет границу помпажа. При дальнейшем уменьшении подачи (например, дросселированием) сначала увеличивается частота хлопка, а затем появляются сплошной гул и вибрации. Резкое колебание подачи вызывает существенное увеличение динамической нагрузки на лопасти и диски машины, что при больших окружных скоростях приводит к поломкам, являющимся причиной тяжелой аварии. Поэтому работа компрессора в области помпажа недопустима даже кратковременно.

Помпаж, как правило, сопровождается сильной вибрацией и акустическими ударами. При этом динамические нагрузки на лопатки и подшипники многократно возрастают, что ведет к их разрушению, если компрессор не будет немедленно выведен из процесса помпажа, а в спектре виброакустических колебаний появляются составляющие, которые кратны произведению частоты вращения на количество лопаток рабочего колеса.

Защита от помпажа – остановка ГТУ. При распознании помпажа или уменьшают нагрузку на турбине для предотвращения повреждений компрессора (уменьшают расход перекачиваемого газа через компрессор), или увеличивают расход через турбину ГПА.

Нестационарное газодинамическое течение продуктов выхлопа ГТУ является мощным источником возбуждения колебаний конструктивных элементов выхлопного тракта ГПА, которое может быть диагностировано с помощью вибрационной диагностики.

Методикаопределениявеличиныамплитудыколебанийдавлениягазаввыхлопном тракте по замеряемым виброакустическим параметрам его стенки включает в себя определение передаточной функции стенки и замера параметров вибрации на ее наружной поверхности. Для построения передаточной функции стенки тракта выхлопа необходимо провести исследование сустановкой вибропреобразователей с наружной и внутренней стороны стенки газохода. Для повышения точности и достоверности алгоритма построения передаточной функции стенки

237

газохода, а следовательно, повышения точности необходимо проводить одновременно не менее чем по 4 каналам. В качестве примера на рис. 5.39 приведена схема расстановки датчиков для проведения замеров. Для записи результатов замера необходимо использовать многоканальные измерительные комплексы для измерения и анализа вибраций с количеством полос не менее 10 000. Это позволит провестиисследованиевчастотномдиапазонеот0 до5000 Гц.

Рис. 5.39. Схема расположения заборников давления и вибропреобразователей

238

В качестве примера на рис. 5.40 приведена спектрограмма с датчика давления и вибропреобразователя, установленных в точке № 5 на режиме работы 5000 об/мин. Заборник давления, установленный внутри газохода системы выхлопа ГТУ (сечение А–А, см. рис. 5.40, а датчик вибрации ВК 310А – на наружной поверхности стенки газохода напротив заборника давления). Подобный характер совпадения частотных характеристик, полученных при регистрации сигнала от датчиков давления № 1–8 и вибропреобразователей ВК310А № 1–8, отмечается для всех обработанных сигналов записи.

Рис. 5.40. Спектрограмма с датчика динамического давления (а) и с датчика вибрации (б)

239

Важным выводом является тот факт, что процесс движения продуктов выхлопа является нестационарным, имеющим низкочастотную область колебательных процессов с высокой амплитудой колебания давления, как по потоку, так и сечениям выхлопного тракта. Следовательно, в процессе эксплуатации на конструкцию элементов выхлопного тракта действует динамическая нагрузка с частотой воздействия от 10 до 15 Гц и амплитудой давлений до 110 кПа. Частота вихреобразования зависит от скорости выхода газа из улитки, т.е. от режимов работы агрегата. Частота вихреобразования на режимах работы 3770 об/мин с11,2 Гц растет до12,5 Гц причислах оборотов турбины5000 об/мин.

5.6. Контроль сварных соединений

При изготовлении изделий, деталей и узлов механизмов и машин, сборке различного вида соединений, а также в процессе их эксплуатации проводятся мероприятия, с помощью которых осуществляется контроль технического состояния изделия, детали, узла, соединения (далее – изделия).

Контроль технического состояния изделия осуществляется при анализе модальных частот, генерируемых за счет динамического нагружения малой интенсивности в широком частотном диапазоне изделия. Анализ осуществляется в автоматическом режиме условий возникновения и прохождения колебаний по элементам или деталям, соединениям деталей с последующим сравнением результатов отклика на динамическое нагружение малой интенсивности и условий распространения колебаний с эталонными значениями этих параметров для конкретного образца изделия.

Расширение технологических возможностей процедуры диагностирования достигается за счет увеличения номенклатуры показателей технического состояния изделия на этапах всего жизненного цикла (изготовление, хранение и эксплуатация), заключающихся в одновременном параллельном получении виброакустического отклика исследуемого элемента или всего изделия на динамическое воздействие в широком диапазоне его собственных частот не менее чем двумя датчиками замеров виброакустических колебаний и сравнивании в автоматическом режиме сигналов между собой, и результатов этой обработки с эталонными значениями амплитудно-частотных характеристик, коэффициентов рассеивания, поглощения, скорости распространения виброакустических волн в элементах и деталях изделия при их прохождении по детали, соединению или другому волноводу, которое легко реализуется с помощью системы диагностирования, встроенной или переносной, используемой на любой стадии жизненного цикла изделия.

Динамическое воздействие (например, импульсная нагрузка для изделия с небольшим количеством элементов или деталей) малой интенсивности на изделие приводит к появлению в конструктивных элементах виброакустических ко-

240