Авторефераты по всем темам  >>  Авторефераты по техническим специальностям  

На правах рукописи

Бурлий Владимир Васильевич

УДК 622.691.4.052.12

Прогнозирование остаточного ресурса газотурбинного двигателя газоперекачивающего агрегата на основе оценки технического состояния лимитирующего его ресурс подшипникового узла

Специальность 05.02.13 - Машины, агрегаты и процессы

(нефтегазовая промышленность)

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени кандидата

технических наук

Москва 2012

Работа выполнена на кафедре Машины и оборудование нефтяной и газовой промышленности федерального государственного бюджетного образовательного учреждения высшего профессионального образования Российский государственный университет нефти и газа имени И.аМ.аГубкина

Научный руководитель:	кандидат технических наук, доцент Пекин Сергей Сергеевич
Официальные оппоненты:	Захаров Михаил Николаевич доктор технических наук, профессор, ФГБОУ ВПО РГУ нефти и газа имени И.аМ.аГубкина, профессор кафедры Оборудования нефтегазопереработки
	Балицкий Феликс Янович кандидат технических наук, ФГБУН Институт машиноведения имени акад.аА.аА.аБлагонравова РАН, старший научный сотрудник
Ведущее предприятие:	ООО Газпром ВНИИГАЗ

Защита состоится л   2012 года в 15-00 на заседании диссертационного совета Д 212.200.07 при ФГБОУ ВПО РГУ нефти и газа имени И.аМ.аГубкина по адресу: 119991, г. Москва, Ленинский проспект, 65, корп. 1, ауд. 612.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГБОУ ВПО РГУ нефти и газа имени И.аМ.аГубкина.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах с заверенными гербовой печатью подписями просим направлять по адресу: 119991, г. Москва, Ленинский проспект, 65. ФГБОУВПО РГУ нефти и газа имени И.аМ.аГубкина.

Автореферат разослан л____________ 2012 г.

Ученый секретарь        

диссертационного совета  Гинзбург Эдуард Самуилович        

Общая характеристика работы

Актуальность

Диссертационное исследование посвящено проблемам надежности нефтегазопромыслового оборудования. В частности рассматриваются вопросы определения технического состояния и прогнозирования остаточного ресурса газотурбинных двигателей промысловых газоперекачивающих агрегатов.

В связи с падением пластового давления на газовых и газоконденсатных месторождениях появилась необходимость повышения давления газа на газовых и газоконденсатных промыслах, в связи с чем возросла стоимость единицы добываемой продукции с вводом дожимных компрессорных станций на объектах добычи. Это обусловлено высокой стоимостью технического обслуживания, ремонтов и диагностики этого оборудования, которое характеризуется большими мощностями (от 12 до 25 МВт) и весом (более 100 тонн). Очевидно, что научные исследования по повышению надежности этого вида оборудования позволяют получить ощутимый эффект, поэтому необходимо совершенствовать диагностику этого вида оборудования с целью повышения ее достоверности, что будет способствовать увеличению межремонтного периода и переходу к эксплуатации по фактическому техническому состоянию. Ввиду этого научные исследования в этом направлении приобретают все большую актуальность в связи со старением парка оборудования и продлением его ресурса. Поэтому рациональное сочетание технического обслуживания, ремонта и диагностики позволит существенно повысить технико-экономические показатели добычи (годовая стоимость технического обслуживания и ремонтов одного агрегата мощностью 16 МВт составляет более 30 млн. рублей).

Актуальность исследований в этом направлении также подтверждена включением темы в перечень приоритетных научно-технических проблем ОАО Газпром и ООО Газпром добыча Ямбург в частности как крупнейшего предприятия, добывающего порядка половины газа в структуре ОАО Газпром.

Цель исследования

Целью диссертационного исследования является повышение достоверности определения технического состояния и прогнозирования остаточного ресурса подшипниковых узлов газотурбинных двигателей газоперекачивающих агрегатов (ГТД ГПА).

Задачи исследования

Для достижения поставленной цели сформулированы следующие задачи исследования:

• провести статистический анализ основных дефектов газотурбинного двигателя НК-16 СТ, выявить лимитирующие его ресурс элементы и определить типы их основных дефектов;
• выявить типы закономерностей развития дефектов по изменению контролируемых параметров дефектных и отказавших подшипниковых узлов;
• разработать способ определения технического состояния и прогнозирования остаточного ресурса по подшипниковым узлам газотурбинного двигателя газоперекачивающего агрегата;
• экспериментально исследовать зависимость параметров вибрации подшипника от величины радиального биения, для чего создать стенды для контроля подшипников качения по величине радиального биения и параметрам вибрации;
• по разработанной методике провести определение технического состояния и прогнозирование остаточного ресурса промыслового газотурбинного двигателя.

Научная новизна работы:

1. Разработана методика прогнозирования остаточного ресурса газотурбинного двигателя газоперекачивающего агрегата на основе оценки технического состояния подшипниковых узлов, основанная на выявлении типа закономерности развития дефекта.
2. Выявлено, что при росте коэффициентов, входящих в закономерность развития дефектов, имеющей вид экспоненциальной (дефект типа износ), и превышении величины суммы амплитуд виброускорения, взятого на трех первых гармоник частоты перекатывания тел качения по наружному кольцу, свыше 5,5 мм/с2, следует ожидать превращение дефекта типа износ в дефект типа появление трещины, скол, забоина или отслоения материалов контактирующих поверхностей с вероятностью более 95%. Также диагностическим признаком является ускоренный рост амплитуды виброускорения на второй гармонике частоты перекатывания тел качения по наружному кольцу подшипника качения. Выявлено, что превышение частоты вращения ротора высокого давления сверх 6400 об/мин приводит к ускорению процессов изнашивания в подшипнике качения, т.е. это порог, при котором существуют условия для превращения дефекта типа износ в более опасные типы дефектов как трещина, скол или забоина.
3. Исходя из установленной изготовителем максимально-допустимой скорости вращения ротора компрессора высокого давления, равной 7100 об/мин, получен аварийный порог для значений суммы амплитуд виброускорений, взятых по трем гармоникам частоты перекатывания тел качения по наружному кольцу подшипника, равный 9,2 мм/с2.
4. Выведена зависимость для расчета коэффициента передачи вибрации от элементов, находящихся в проточной части двигателя, к датчику вибрации, установленному на корпусе.
5. Получены закономерности изменения коэффициента запаса прочности, величины эквивалентной деформации и долговечности от изменения величины радиального биения наружного кольцо переднего подшипника ротора компрессора высокого давления.

Основные защищаемые положения

1. Методика прогнозирования остаточного ресурса газотурбинного двигателя газоперекачивающего агрегата на основе оценки технического состояния лимитирующих его ресурс подшипниковых узлов.
2. Математические закономерности изменения параметров вибрации в зависимости от изменения геометрических характеристик подшипника.
3. Математические закономерности изменения величин эквивалентных напряжений и деформаций и долговечности в зависимости от изменения геометрических характеристик подшипника.
4. Метод перерасчета значений вибрации, замеряемых на корпусе газотурбинного двигателя газоперекачивающего агрегата, в действительные значения вибрации исследуемых узлов газотурбинного двигателя при помощи коэффициента передачи.
5. Способ определение опорных точек контролируемых параметров вибрации на основе установления взаимосвязей с имеющимися нормами геометрических отклонений подшипника, при достижении которых имеется возможность появления дефекта.

Практическая значимость исследования

Основные положения разработанной методики определения технического состояния и прогнозирования остаточного ресурса газотурбинного двигателя газоперекачивающего агрегата используются в ООО Газпром добыча Ямбург. Практическая значимость работы состоит в следующем:

1. При использовании метода на основе проведенного исследования увеличивается точность диагностики за счет сокращения количества типов возможных дефектов с 14 до 3 по имеющимся диагностическим признакам.
2. Выявлено, что дефекты подшипников качения составляют порядка 17 % от общего количества. Также выявлено, что среди дефектов подшипников наибольшую распространенность имеют дефекты типа износ (порядка 43 %).
3. Разработанная методика прогнозирования остаточного ресурса позволяет использовать существующие средства диагностики без их модернизации и закупки нового оборудования.
4. Получен прогнозируемый остаточный ресурс газотурбинного двигателя НК-16СТ - 52а700 часов.
5. Результаты диссертационного исследования используются для анализа технического состояния и прогнозирования остаточного ресурса газопромысловых газоперекачивающих агрегатов дожимных компрессорных станций Ямбургского нефтегазоконденсатного месторождения. Также на газовых промыслах используются созданные в ходе исследования стенды контроля подшипников качения.

Апробация работы

Результаты исследований докладывались на: седьмой и восьмой всероссийских конференциях молодых учёных, специалистов и студентов по проблемам газовой промышленности России УНовые технологии газовой промышленности (2009, 2011), на 61, 62 межвузовских студенческих научных конференциях Нефть и газ (2007, 2008 год соответственно), на тематическом семинаре Диагностика оборудования и трубопроводов компрессорных станций (2009 г.).

Публикации.

Основные положения диссертационной работы опубликованы в 9 печатных работах (в том числе 3 работы опубликованы в журналах, рекомендованных ВАК РФ), включая заявку на получение авторского свидетельства.

Структура и объём диссертации Диссертация состоит из введения, 4 глав, выводов, списка литературы (168 наименований) и трех приложений. Содержание работы изложено на 154 странице машинописного текста. Диссертация содержит 18 таблиц, иллюстрирована 34 рисунками.

Содержание работы

Во введении работы дается обоснование актуальности, необходимости методической разработки темы исследования для нефтегазовой отрасли, раскрывается степень ее проработанности, охарактеризованы технические стороны вопроса, требующие дополнительных исследований, которым посвящена настоящая работа.

В первой главе проведен анализ работ, посвященных выявлению узлов, лимитирующих ресурс газотурбинных двигателей газоперекачивающих агрегатов, существующих способов определения их технического состояния, сформулированы цель и задачи исследования.

В газовой отрасли выявлением лимитирующих ресурс узлов газотурбинных двигателей занимались Д.Е. Бентли (США), Балицкий Ф.Я, Соколова А.Г., Крейн А.З., Ровинский В.Д., Смирнов В.А., Неелов Ю.В., Фесенко С.С., Шаммазов А.М., Коротеев П.С., Ермилов О.М., Христензен В.Л. Важно отметить, что в исследованных вышеназванными авторами современных агрегатах отмечена первоочередная роль диагностики подшипников. Их исследования посвящены анализу отказов газотурбинных двигателей марок ДГ-90, ДЖ-59, НК-6,3 СТ, а также агрегатов компаний Роллс-Ройс, Дженерал Электрик. Также в исследованиях Ю.В. Неелова, С.С. Фесенко, А.М. Шаммазова, П.С. Коротеева, О.М. Ермилова рассмотрена статистика отказов газоперекачивающих агрегатов типа ГТН-6, эксплуатируемых на Медвежьем месторождении.

В диссертации в качестве объекта исследования принят конвертированный авиационный двигатель НК-16СТ, предназначенный для привода нагнетателя природного газа в составе газоперекачивающих агрегатов типа ГПА-Ц-16, который является наиболее распространенным в газовой отрасли.

При эксплуатации газотурбинного двигателя газоперекачивающего агрегата широкое распространение получили способы определения технического состояния на основе параметрической диагностики, анализа продуктов износа и методов вибрационной диагностики.

Теоретические основы методов параметрической диагностики разрабатывались Поршаковым Б.П., Зарицким С.П., Чарным Ю.С., Терентьевым А.Н., Седых З.С. и др.

Параметрическая диагностика по термогазодинамическим параметрам имеет широкое применение при контроле состояния смазывания подшипниковых опор. В качестве диагностических признаков используются параметры давления и температуры масла. Однако, методики, основанные на методах параметрической диагностики, позволяют отслеживать отклонения от условий эксплуатации, и не предназначены для выявления дефектов подшипниковых узлов. По данным методикам можно лишь косвенно судить о возможности зарождения дефекта.

Анализ способов оценки технического состояния подшипников на основе анализ продуктов износа в смазочном масле (Ястребова Н.А., Максименко С.В., Поляков Г.Н., Зарицкий С.П.) показал, что их главным недостатком является определение суммарного износа деталей, изготовленных из одних и тех же конструкционных материалов. Вопросы о перспективности применения трибодиагностики для оценки технического состояния подшипников качения газоперекачивающих агрегатов отмечены в работах Ястребовой Н.А., Зарицкого С.П. и Максименко С.В., исследования которых также свидетельствуют о необходимости совершенствования существующих методов для полноценной реализации в производстве.

Анализ работ на основе методов вибрационно-акустической диагностики показал, что, несмотря на большие возможности спектральных методов вибрационной диагностики, на сегодняшний день очень мало прикладных методик, которые с гарантированной достоверностью (80-90 %) указывали на конкретный дефект. Наибольший теоретический вклад в разработку основ методов вибрационно-акустической диагностики внесли Бентли Д.Е., Балецкий Ф.Я., Соколова А.Г., Генкин М.Д. В литературных источниках, на основе разработанных вышеназванными авторами методов вибрационно-акустической диагностики показано, что теоретические разработки не всегда точно вписываются в реальные системы мониторинга, что в большей мере связано с конструктивными особенностями газотурбинного двигателя и с тем, что применение обобщенных методов диагностики требует тщательной доработки, а в большинстве случаев к разработке новых подходов к обнаружению дефектов. Сложность в оценке технического состояния методами вибрационной диагностики вызывают посторонние источники шума и вибрации. Кроме того, чувствительные элементы приборов вибрационной диагностики в отличие от приборов замера газодинамических характеристик зачастую устанавливаются на корпусе газотурбинного двигателя, а не внутри машины. Поэтому для узлов, находящихся внутри двигателя, необходимы математические алгоритмы для приведения получаемых на корпусе двигателя значений вибрации к действительным величинам.

Наиболее существенный вклад в разработку теоретических основ способов прогнозирования остаточного ресурса на основе оценки параметров прочности был сделан Шнейдеровичем Р.М., Серенсеном С.В., Когаевым В.П., Гецовым Л.Б., Гинзбургом А.Е., Осасюком В.В., Олисовым А.Н., Волковым В.Д. Предложенные ими способы прогнозирования остаточного ресурса предполагают вероятностную оценку изменения технического состояния по среднему значению от суммы коэффициентов запаса прочности элементов агрегата. Однако, такой подход не учитывает, что коэффициенты запаса прочности отдельных узлов могут быть ниже требования норм при среднем значении коэффициента запаса прочности выше установленных норм, что может вызвать отказ этих узлов, а, следовательно, и всего агрегата. Недостатком этих методов является то, что в каждом конкретном техническом состоянии необходимо проведение большого объема экспериментальных работ. Кроме того, надежность результатов прогноза зависит от длительности проведенных испытаний и степени обоснованности методик проводимых экстраполяции значений долговечности.

В результате проведенного анализа работ по определению технического состояния и прогнозированию остаточного ресурса установлено, что необходимо определение лимитирующих ресурс узлов для каждого типа газотурбинных двигателей. Поэтому для каждого из типов газотурбинных двигателей необходимо установление номенклатуры технических параметров, предельных состояний и выявление наиболее вероятных отказов.

Как показал проведенный анализ литературных источников, наиболее точными методами в определении фактического технического состояния и прогнозирования остаточного ресурса являются способы на основе метода огибающей вибросигнала. Однако данный метод не позволяет определить тип дефекта и прогнозировать остаточный ресурс исследуемого элемента. Например, при появлении дефектов наружного кольца подшипника на спектре вибросигнала появляются кратные гармоники частоты перекатывания тел качения по наружному кольцу: вторая, третья и более высокого порядка. Аналогично происходит при использовании метода огибающей вибросигнала. Эти же признаки характеризуют перекос наружного кольца, нарушение суфлирования, износ и другие.

На основе анализа результатов исследований, выполненных различными авторами, определены цель и задачи исследования.

Вторая глава посвящена статистическому исследованию основных дефектов газотурбинных двигателей НК-16 СТ. Выявлено, что наиболее часто встречающимися дефектами являются расцентровка валов (37%), неуравновешенность ротора (25%) и дефекты подшипников (17%). Как показало исследование, дефекты первых двух типов не вызывали вынужденные незапланированные остановки агрегатов, в отличие от дефектов подшипников качения. Кроме того, статистическое исследование показало, что порядка 71 % из дефектов подшипников приводит к отказу этого узла.

Также во второй главе приведен алгоритм прогнозирования остаточного ресурса газотурбинного двигателя газоперекачивающего агрегата на основе оценки технического состояния подшипниковых узлов, состоящий из:

• Анализа действующих на узлы нагрузок, выбора лимитирующего ресурс узла, выбора контролируемого параметра и канала получения данных, оценки погрешностей канала замера контролируемых параметров.
• Экспериментального определения пороговых значений контролируемого параметра (вибрации для подшипника) для предупредительной и аварийной сигнализации.
• Определения закономерностей, описывающих соотношения действующих нагрузок, контролируемых параметров и наработки (либо остаточного ресурса) и составление систем из уравнений, полученных при выполнении данных процедур.

Предварительно в методике прогнозирования остаточного ресурса элементов газотурбинного двигателя проводится выбор каналов получения данных, анализ работоспособности каналов, оценку погрешности измерений, анализ взаимного влияния узлов.

Выбор каналов определяется расположением элемента в двигателе и близостью датчиков систем диагностирования.

Оценку погрешности измерений можно проводить исходя из расчета оборотных составляющих роторов высокого давления, низкого давления и свободной турбины. Типовые случаи низкого качества вводимых в систему обработки сигналов обычно обусловлены чрезмерно высокими или низкими уровнями их усиления, отсутствия сигнала высокой или низкой частотой дискретизации и т.п.

Проведенный анализ нагруженности узлов газотурбинного двигателя позволил выявить возможные причины появления некоторых дефектов, которые могут оказать дальнейшее влияние на выбранный узел, например дисбаланс ротора или расцентровка валов.

Далее предполагается проводить нахождение закономерности изменения контролируемых параметров  вибрации в зависимости и определения типа дефекта.

В случае с подшипниками качения необходимо учитывать влияние опорного диска на изменение величины вибросигнала. Это влияние можно учесть с помощью,  так называемого, коэффициента передачи.

Необходимость получения коэффициента передачи обусловлена рассеиванием энергии сигнала при прохождении различных сред. Сигнал от подшипника передается к датчику, проходя через опорный диск двигателя (рис.1)

Рис. 1. Схема прохождения сигнала от подшипника к датчику.

Очевидно, что при прохождении волны через опорный диск газотурбинного двигателя происходит изменение энергии колебаний, что может быть достаточно точно вычислено по координате х, от изменения которой она зависит в основном, ввиду того, что скорость распространения волны с в сталях приблизительно одинакова, как и время распространения волны как в подшипнике, так и в опорном диске, ввиду того, что является малой величиной. Опорный диск газотурбинного двигателя НК-16СТ изготовлен из алюминия, ввиду чего для увеличения точности расчетов следует производить расчет скорости распространения волн с для каждого материала отдельно. В итоге коэффициент передачи будет иметь вид

, (1)

где аподш, акорп - виброускорение на подшипнике и корпусе соответственно, мм/с2; подш - частота подшипника, об-1; xподш, хдатчика - удаление от оси вращения наружнего кольца подшипника (диаметр наружнего кольца подшипника качения) и установки датчика (диаметра корпуса газотурбинного двигателя); ссталь, саллюм - скорость распространения сигнала в подшипнике и корпусе газотурбинного двигателя.

Также вторая глава включает статистический анализ контролируемых параметров отказавших подшипниковых узлов с целью повышения достоверности диагностики путем выявления закономерностей развития для наиболее часто встречающихся типов дефектов.

Помимо общеизвестной экспоненциальной зависимости для дефектов типа износ получены еще три для описания других дефектов подшипников качения, приведенные в таблице 1.

Таблица 1. Основные законы развития дефектов.

№№ п/п	Тип закономерности развития дефекта	Графическое представление закона развития дефекта
1	инейного вида (Нарушение герметичности полости подшипника; нарушение крепления подшипника)
2	огарифмического вида (Заедание тел качения; перекос колец подшипника)
3	Экспоненциального вида (Износ подшипников качения)
4	Степенного вида (Появление трещины, раковины и забоины; нарушение смазки; появление сколов на наружнем кольце подшипника)

На рисунке 2 приведено распределение указанных в таблице 1 дефектов в количественном отношении.

Рис. 2. Распространенность основных дефектов подшипников.

Из таблицы 1 и рисунка 2 можно сделать вывод, что наиболее часто встречающимся дефектом подшипников качения является износ его элементов, который приводит к увеличению величины радиального биения, что также подтверждает, что дефекты подшипников качения наиболее опасны с точки зрения выхода всего агрегата в состояние отказа по данным узлам. Это связано с тем, что по регламенту технического обслуживания и ремонтов газотурбинные двигатели подлежат ремонту на специализированных предприятиях. Замена подшипников сопровождается необходимостью разборки ротора при помощи специальных приспособлений и его обратную сборку и установку, которая должна быть проведена с высокой точностью соблюдения допусков и посадок, поскольку ротор и статор должны иметь минимальный зазор для обеспечения высокого коэффициента полезного действия. Дисбаланс вала, прогары жаровых труб, нарушения герметичности и ослабления затяжки резьбовых соединений не приводят к мгновенному выходу в состояние отказа всего газотурбинного двигателя.

Завершающей стадией методики определения технического состояния и прогнозирования остаточного ресурса согласно представленному алгоритму является сведение всех полученных ранее закономерностей в систему уравнений.

Например, зависимость изменения суммы виброускорений по трем гармоникам от частоты вращения ротора компрессора высокого давления (ротора КВД) двигателя НК-16СТ (рис.3).

Рис.3. Зависимость изменения суммы виброускорений по трем гармоникам от частоты вращения ротора компрессора высокого давления.

Здесь ось у - значение виброускорения, мм/с2; ось х - частота вращения ротора КВД, об/мин.

Получим зависимость суммы виброускорений наружного кольца от частоты вращения:

, (2)

На рисунке 4 показана зависимость суммы виброускорений по трем гармоникам частоты перекатывания тел качения по наружнему кольцу от наработки и прогнозирование по ней.

Рис.4. Прогнозирование максимально допустимого значения суммы виброускорений взятого по трем гармоникам в зависимости от наработки.

Здесь у - значение виброускорения, мм/с2; х - наработка, в часах.

Таким образом, получим зависимость суммы виброускорений наружного кольца от наработки:

, (3)

Приведенный пример иллюстрирует закономерность экспоненциального вида. Данная закономерность является базовой для дефекта типа износ наружного кольца. Следующим выводом является то, что дефект находится на начальной стадии развития, поскольку показатель степени показывает, что скорость износа мала. Следует отметить, что данные закономерности строятся непрерывно. В случае если величина радиального биения увеличиться, увеличится и скорость износа и изменится математическая форма описания закономерности развития дефекта, что и укажет на появление дефекта. Прогнозирование остаточного ресурса в этом случае должно производиться по новой закономерности.

После определения закономерности для соотношения величин нагрузок, действующих на исследуемый узел, и контролируемого параметра строится система уравнений для определения текущего технического состояния и прогнозирования остаточного ресурса:

, (4)

Отслеживание изменений контролируемых параметров и вида закономерностей указывает на изменение в техническом состоянии выбранного для анализа узла.

Таким образом, в диссертации предложено по величине скорости износа в степени экспоненты определять частоту вращения, выше которой эксплуатация исследуемого подшипникового узла не желательна ввиду ускорения процессов изнашивания. Поскольку долговечность работы подшипника зависит от параметров самого дефекта, то необходимо дополнить полученную систему уравнений зависимостью ресурса от геометрических характеристик дефекта. Для этой цели необходимо провести экспериментальное исследование.

На основе исследований, проведенных во второй главе, были сделаны следующие выводы:

1. Выявлено, что дефекты подшипников качения составляют 17 % от общего количества, из которых порядка 71 % приводит к росту вибрационной активности агрегата и преждевременному отказу узла. Исходя из анализа отказов подшипников качения выявлено, что порядка 43 % случаев перехода в неработоспособное состояние подшипников качения происходит по причине появления дефектов наружного кольца подшипника, доминирующим из которых является износ. Таким образом, установлено, что подшипники качения газотурбинного двигателя НК-16 СТ являются лимитирующими ресурс узлами.
2. Получены закономерности изменения параметров вибрации в зависимости от наработки для следующих типов дефектов:

- нарушение герметичности, нарушение крепления подшипника - линейного вида;

- заедание тел качения; перекос колец подшипника - логарифмического вида;

- износ элементов подшипника - экспоненциального вида;

- рост трещины, раковины или забоины; нарушение смазки; появление сколов - степенного вида.

3. Предложена зависимость для определения коэффициента передачи вибросигнала от исследуемого узла, находящегося внутри двигателя, к датчику, установленному на корпусе машины.
4. Для прогнозирования остаточного ресурса подшипниковых узлов необходимо определить опорные точки, по достижению которых при прогнозировании по функциональным зависимостям будет назначаться остаточный ресурс. Для определения опорных точек необходимо провести экспериментальное исследование изменения параметров вибрации подшипника в зависимости от величины его радиального биения, на которое существуют нормативные значения. Для выявления зависимостей прочностных характеристик и долговечности работы подшипника от параметров дефекта необходимо провести расчет напряженно-деформированного состояния при учете изменения отклонений геометрических характеристик подшипника от нормативных значений, характеризующих уровень развития дефекта.

В третьей главе проведено экспериментальное исследование для выявления функциональных зависимостей между параметрами вибрации, величинами эквивалентных напряжений и деформаций, долговечностью и величиной радиального биения. Базовыми значениями для проведения эксперимента явились нормативные значения геометрических характеристик подшипниковых узлов, указанные в ГОСТ 520-2002.

Для реализации поставленных целей спроектированы стенды для контроля подшипников качения по величине радиального биения и по параметрам вибрации (рис.4,5).

Рис.4. Схема испытательного стенда №1 для замера величин радиальных биений подшипников качения согласно ГОСТ 520-2002.

1 - индикатор часового типа; 2 - подшипник качений; 3 - шпилька, гайки и шайба; 4 - шайба под внутреннее кольцо; 5 - планшайба; 6 - стойка С-IV.

Рис. 5. Схема испытательного стенда №2 для замера параметров вибрации подшипника качения.

1 - основание стенда; 2 - нажимной винт; 3 - испытываемый подшипник; 4 - привод; 5 - планка нажимная с антифрикционными контактными поверхностями; 6 - нажимная гайка; 7 - шайбы; 8 - прижимной стакан; 9 - оправка для установки подшипника; 10 - эксцентрик; 11 - защитное ограждение; 12 - датчики и магниты для криволинейных поверхностей; 13 - виброметр Bruel & Kjeare, виброанализатор Enpak-1200, кабели; 14 - трехкулачковый патрон.

Для ускорения процесса развития дефекта подшипника качения типа износ в смазку подшипника добавлены абразивные частицы. Сделан состав абразивной смазки из смазки и песка в соотношении 2:1.

Были выбраны 3 подшипника, после чего были последовательно наполнены смазкой. На стенде №1 проводился замер величины радиального биения, на стенде №2 замер выбранных контролируемых параметров вибрации. На стенде №2 были созданы реальные условия эксплуатации подшипника - с заданием максимально допустимой величины дисбаланса и приложением нагрузки путем затяжки гайки 4 моментным ключом и приложением радиальной нагрузки путем установки упора к приводному валу. Замеры среднеквадратического значения виброускорения проводились на заполненном песком подшипнике до достижения следующих величин 5, 10, 15, 20, 25, 30, 35 мм/с2, после чего исследуемый подшипник снимался со стенда №2, очищался и устанавливался на стенд №1, на котором проводился замер величины радиального биения. Затем очищенный от смазки с песком подшипник устанавливался на стенд №2 для замера суммарного значения амплитуд виброускорения, взятых на каждой из трех гармоник частоты перекатывания тел качения по наружному кольцу.

Экспериментальные исследования показывают, что при приближении величины радиального биения к норме 0,02 мм, установленной в ГОСТ 520-2002, происходит рост амплитуды виброускорения на второй гармонике частоты перекатывания тел качения по наружному кольцу подшипника. Рост амплитуд виброускорения на первой и второй гармониках происходит одинаково. Также в ходе эксперимента установлено, что при этом изменяется вид математической зависимости параметров вибрации от величины радиального биения, в частности изменяется показатель степени экспоненты - от 25 до 64. Это свидетельствует об увеличении скорости износа, когда величина радиального биения становится близка к 0,02 мм.

На рисунке 6 показана закономерность изменения суммы амплитуд виброускорения, взятых по каждой из трех гармоник частоты перекатывания тел качения по наружному кольцу подшипника, в зависимости от изменения величины радиального биения. Нормативному значению, равному 0,02 мм, соответствует величина суммы амплитуд виброускорения, взятых по каждой из трех гармоник частоты перекатывания тел качения по наружному кольцу составляет 5,5 мм/с2.

Для контроля достоверности полученных закономерностей полученные точки последовательно аппроксимированы различными законами распределения, а затем провести сравнение величин достоверностей аппроксимации R2. Полученные точки наиболее точно аппроксимируются закономерностью экспоненциального вида. Величина достоверности аппроксимации R2 составляет более 0,95. Аппроксимация полученных точек другими типами законов распределения позволяет получить максимальное значение достоверности аппроксимации R2, равную 0,79 (степенной закон распределения). Разброс выборки составил 0,217.

Рис. 6. Зависимость суммы амплитуд виброускорения, взятого по каждой из трех гармоник частоты перекатывания по наружнему кольцу подшипника, от изменения величины радиального биения.

Зеленым цветом показан график изменения параметров вибрации от величины радиального биения до достижения нормативного значения радиального биения, красным - после.

Далее, согласно классификации технического состояния роторного оборудования, принятого в системе российских государственных стандартов, предложено характеризовать техническое состояние агрегата: Отлично, Хорошо, Допустимо, Требует принятия мер, Недопустимо.

Для каждого технических состояний произведен расчет напряженно-деформированного состояния для сопоставления величин нагрузок с величинами соответствующих параметров дефектов. Геометрические параметры дефекта получены в рамках проведенного экспериментального исследования.

На основании данных расчета напряженно-деформированного состояния определены закономерности изменения значений коэффициента запаса прочности и значений максимальных эквивалентных деформаций в зависимости от нагрузки (рис.7,8).

Рис.7. Зависимость изменения запаса прочности в зависимости от величины радиального биения.

Рис.8. Зависимость изменения величин эквивалентной деформации в зависимости от величины радиального биения.

На рисунке 9 показана зависимость долговечности работы подшипника от величины радиального биения его наружного кольца.

Рис.9. Зависимость долговечности работы подшипника от величины радиального биения.

В результате экспериментального исследования была получена система из четырех уравнений для описания взаимосвязей:

1) Между суммой амплитуд виброускорения, взятых по трем гармоникам частоты перекатывания тел качения по наружнему кольцу подшипника, величиной радиального биения;

2) Между величинами радиального биения и эквивалентных напряжений;

3) Между величинами радиального биения и эквивалентных деформаций

4) Между величинами радиального биения и значениями долговечности:

1а) А1+А2+А3=2,81e33,379Кеа при Кеа до 0,02 мм;

1б) А1+А2+А3=2,1513e57,462Кеа при Кеа более 0,02 мм;

2) К=4,5114e-29,05Кеа;

3) U=0,0002e120,83Кеа;

4) Lh=822999e-261,11Кеа, (5)

На основании проведенных экспериментальных исследований, проведенных в третьей главе, сформулированы следующие выводы:

1. Выявлено, что при росте коэффициентов, входящих в закономерность развития дефектов, имеющей вид экспоненциальной (дефект типа лизнос), и превышении величины суммы амплитуд виброускорения, взятых на трех первых гармониках частоты перекатывания тел качения по наружному кольцу, свыше 5,5 мм/с2, следует ожидать превращение дефекта типа лизнос в дефект типа трещина, скол, забоина или лотслоение материала контактирующей поверхности с вероятностью более 95%.
2. Установлено, что диагностическим признаком является ускорение роста амплитуды виброускорения на второй гармонике частоты перекатывания тел качения по наружному кольцу подшипника качения по сравнению ростом амплитуд на первой и третьей гармониках.
3. При зарождении дефекта типа лизнос существует возможность резкого увеличения значения максимальной эквивалентной деформации при запасе прочности выше 1, что свидетельствует о недопустимости применения только этого критерия для характеристики текущего состояния.
4. Показано, что учет величины максимальной эквивалентной деформации позволяет наглядно определять возможность дальнейшей работы агрегата. Резкое увеличение деформации, хотя и не приводит к пластическому деформированию, но вызывает охрупчивание материала и способствует образованию дефектов типа трещина.

В четвертой главе представлен расчет по предложенному алгоритму методики для определения остаточного ресурса подшипниковых узлов двигателя. В качестве примера выбран передний подшипниковый узел компрессора высокого давления газотурбинного двигателя, который имеет наработку после капитального ремонта более 10000 часов.

На первом этапе методики определения технического состояния и прогнозирования остаточного ресурса проведен анализ помехоустойчивости каналов измерения контролируемых параметров и выявлено, что канал измерения вибрации в вертикальном направлении на отсеке газогенератора двигателя наиболее помехоустойчив для двигателей НК-16СТ, что и определило его использование.

После выборки значений суммы амплитуд виброускорений взятых на трех гармониках частоты перекатывания тел качения по наружному кольцу с учетом коэффициента передачи получена графическая зависимость изменения контролируемого параметра вибрации от частоты вращения ротора компрессора высокого давления (рис.10).

Рис. 10. Зависимость значений сумм амплитуд виброускорений взятых на каждой из трех гармоник с учетом коэффициента передачи от изменения частоты вращения ротора высокого давления.

При скоростях вращении ротора компрессора высокого давления свыше 6460 об/мин величина суммы амплитуд виброускорения частоты перекатывания тел качения по наружному кольцу исследуемого подшипника составляет более 5,2 мм/с2. Как показало экспериментальное исследование, на спектре сигнала сумма гармоник не должна превышать 5,5 мм/с2, поскольку при этом значении величина радиального биения наружного кольца подшипника качения становится равной максимально допустимому нормативному значению, указанному в ГОСТ 520-2002. Таким образом, частота вращения ротора компрессора высокого давления, равная 6460 об/мин является порогом эксплуатации, после которого начинается ускорение процессов изнашивания в подшипнике качения, т.е. это порог, при котором существуют условия для превращение дефекта типа лизнос в дефект типа трещина, забоина или скол. Поэтому, установленную заводом изготовителем предельно допустимую частоту вращения этого ротора, равную 7100 об/мин, примем за частоту, при которой скорость износа станет разрушительной для подшипника. Если по полученным графическим зависимостям и их описывающим закономерностям провести прогнозирование, продлив полученный тренд и опустив перпендикуляр к нему от отметки в 7100 об/мин, а затем перпендикуляр к оси параметров вибрации, то получим аварийный порог значений суммы амплитуд виброускорения, взятых по трем гармоникам частоты перекатывания тел качения по наружному кольцу подшипника, равный 9,2 мм/с2, при установленной изготовителем максимально-допустимой скорости вращения ротора компрессора высокого давления, равной 7100 об/мин.

С целью определения закономерности развития дефекта необходимо проследить, как изменялись амплитуды виброускорения гармонических составляющих частоты перекатывания тел качения по наружному и их суммарная составляющая, взятые на спектре сигнала, на схожих режимах эксплуатации при одинаковых частотах вращения ротора компрессора высокого давления, равных 6460 оборотов, при увеличении наработки с учетом коэффициента передачи. Проводя графическое прогнозирование по полученной графической зависимости параметров вибрации от наработки, получим остаточный ресурс газотурбинного двигателя по переднему подшипнику ротора высокого давления 52а700 часов (рис.11).

Рис. 11. Графическое прогнозирование остаточного ресурса подшипника качения по изменению суммы амплитуд виброускорения по трем гармоникам в зависимости от наработки.

С учетом полученных в результате экспериментов уравнений получим систему из шести закономерностей для определения технического состояния и прогнозирования остаточного ресурса газотурбинного двигателя газоперекачивающего агрегата по лимитирующему его эксплуатацию подшипниковому узлу:

1) А1+А2+А3=0,0038e0,001n;

2) А1+А2+А3=5,4377e(1E-05)t;

3а) А1+А2+А3=2,81e33,379Кеа при Кеа до 0,02 мм;

3б) А1+А2+А3=2,1513e57,462Кеа при Кеа более 0,02 мм;

4) К=4,5114e-29,05Кеа;

5) U=0,0002e120,83Кеа;

6) Lh=822999e-261,11Кеа (6)

В результате исследования было выявлено, как изменяются коэффициенты, входящие в экспоненциальную зависимость, в зависимости от наработки. Коэффициент, стоящий перед экспонентой в функции изменялся в пределах от 5,2347 до 5,4377. Однако, как показало экспериментальное исследование, в случае отклонений в условиях эксплуатации, например засорении смазки и повышенном износе может измениться вид математической зависимости. Поэтому полученная закономерность развития дефектов может быть использована только для прогнозирования остаточного ресурса подшипникового узла при сохранении текущих условий эксплуатации для описания текущих процессов выработки (износа) элементов газотурбинного двигателя.

По выявленной в результате экспериментального исследования графической зависимости параметров вибрации от величины радиального биения (рис.6) определим, что текущей величине суммы амплитуд виброускорения на трех гармониках частоты перекатывания тел качения по наружному кольцу подшипника равной 5,206 мм/с2 соответствует величина радиального биения 0,0178 мм (нормативное значение 0,02 мм согласно ГОСТ 520-2002). По уравнениям полученной системы определим, что этой величине соответствует эквивалентная деформация равная 0,00172 м и коэффициент запаса прочности 2,68, чему соответствует техническое состояние Хорошо. Долговечность работы подшипника для данного технического состояния более 51а000 часов.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Полученные закономерности изменения параметров вибрации в зависимости от наработки позволили повысить достоверность диагностики подшипников качения при использовании метода огибающей вибросигнала за счет сокращения возможного количества дефектов с 14 до 3 для следующих типов дефектов:

- нарушение герметичности, нарушение крепления подшипника - линейного вида;

- заедание тел качения; перекос колец подшипника - логарифмического вида;

- износ элементов подшипника - экспоненциального вида;

- рост трещины, раковины или забоины; нарушение смазки; появление сколов - степенного вида.

2. Выявлено, что дефекты подшипников качения составляют 17 % от общего количества, из которых порядка 71 % приводит к росту вибрационной активности агрегата и преждевременному отказу узла. Исходя из анализа отказов подшипников качения выявлено, что порядка 43 % случаев перехода в неработоспособное состояние подшипников качения происходит по причине появления дефектов наружного кольца подшипника, доминирующим из которых является износ.
3. Выявлено, что при росте коэффициентов, входящих в закономерность развития дефектов, имеющей вид экспоненциальной (дефект типа износ), и превышении величины суммы амплитуд виброускорения, взятых на трех первых гармониках частоты перекатывания тел качения по наружному кольцу, свыше 5,5 мм/с2, следует ожидать превращение дефекта типа лизнос в дефект типа трещина, скол, забоина или лотслоение материала контактирующей поверхности с вероятностью более 95%. Значение аварийного порога суммы амплитуд виброускорения, взятых по трем гармоникам частоты перекатывания тел качения по наружному кольцу подшипника, составит 9,2 мм/с2, исходя из прогнозирования по установленной изготовителем максимально-допустимой скорости вращения ротора высокого давления.
4. Экспериментальные и опытно-промышленные исследования показали адекватность спектров огибающей вибросигнала, пороговых уровней контролируемых параметров вибрации подшипников качения и математических зависимостей их изменения, полученных в лабораторных и промысловых условиях.
5. Предложенная зависимость для учета изменения амплитуды сигнала при прохождении волны от исследуемого узла внутри двигателя к датчику, установленному на корпусе машины, позволила определить диапазон изменения коэффициента передачи вибросигнала, который находится в пределах от 1,28 до 1,4, для датчика вибрации, установленного на опорном венце газогенератора в районе компрессора высокого давления газотурбинного двигателя НК-16 СТ.
6. Расчеты напряженно-деформированного состояния подшипника качения показали, что учет величины максимальной эквивалентной деформации позволяет наглядно определять возможность дальнейшей работы агрегата при изменении геометрических характеристик дефекта. При зарождении дефекта типа лизнос существует возможность резкого увеличения значения максимальной эквивалентной деформации при запасе прочности выше 1, что свидетельствует о недопустимости применения только этого критерия для характеристики текущего состояния. Резкое увеличение деформации, хотя и не приводит к пластическому деформированию, но вызывает охрупчивание материала и способствует образованию дефектов типа трещина.
7. Разработанная методика прогнозирования остаточного ресурса газотурбинного двигателя газоперекачивающего агрегата на основе оценки технического состояния подшипниковых узлов позволяет определять зависимости контролируемых параметров вибрации от наработки, по которым определяется группа возможных дефектов. Опытно-промышленное применение методики прогнозирования остаточного ресурса газотурбинных двигателей газоперекачивающих агрегатов на Ямбургском нефтегазоконденсатном месторождении подтвердило возможность ее распространения не только на газотурбинных двигателях марки НК-16 СТ, но также на агрегатах типа ДГ-90.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ ОПУБЛИКОВАНО В СЛЕДУЮЩИХ РАБОТАХ

1. Бурлий В.В. Применение газотурбинных двигателей в качестве приводов нефтегазового оборудования // Бурение и нефть, №06, Июнь 2007;
2. Росляков А.Д., Бурлий В.В. Техногенное экологическое воздействие нефтегазовой отрасли на окружающую среду // Бурение и нефть. №07-08, Июнь-Август 2006, с.54-56;
3. Пекин С.С., Бурлий В.В. Прогнозирование остаточного ресурса газотурбинных двигателей газоперекачивающих агрегатов // Труды РГУ нефти и газа имени И.М. Губкина. 2010. №2.
4. Бурлий В.В. Седьмая Всероссийская конференция молодых учёных, специалистов и студентов по проблемам газовой промышленности России УНовые технологии газовой промышленности Москва, РГУ нефти и газа имени И.М. Губкина 2009г., 6-9 октября 2009г. - Тезисы.
5. Бурлий В.В. Восьмая Всероссийская конференция молодых учёных, специалистов и студентов по проблемам газовой промышленности России УНовые технологии газовой промышленности Москва, РГУ нефти и газа имени И.М. Губкина 2009г., 6-9 октября 2009г. - Тезисы.
6. Бурлий В.В. XXXII Самарская областная студенческая научная конференция. Часть 1. Общественные, естественные и технические науки Самара, Самарский государственный аэрокосмический университет, 18-28 апреля 2006г. - Тезисы.
7. Бурлий В.В. Студенческая научная конференция Нефть и газ - 2007. Секция Инженерная и прикладная механика нефтегазового комплекса Москва, РГУ нефти и газа имени И.М. Губкина, 10-13 апреля 2007г. - Тезисы.
8. Бурлий В.В. Студенческая научная конференция Нефть и газ - 2008. Секция Инженерная и прикладная механика нефтегазового комплекса Москва, РГУ нефти и газа имени И.М. Губкина, 10-13 апреля 2008г. - Тезисы.
9. Бурлий В.В. Студенческая научная конференция Молчановские чтения - 2008. Москва, РГУ нефти и газа имени И.М. Губкина, кафедра Машины и оборудование нефтяных и газовых промыслов, 10 марта 2008г. - Тезисы.
10. Диагностика оборудования и трубопроводов компрессорных станций: Материалы XXVIII тематического семинара. Жуков И.Е., Спиридонов Д.А., Зинин В.А., Бурлий В.В. (ООО Газпром добыча Ямбург). Прогнозирование остаточного ресурса подшипников качения ГТД ГПА, эксплуатируемых в условиях заполярных месторождений. Стр.12-18. (г. Геленджик, 12-16 октября 2009 г.): В 2 т. - Т. 2. - М.: ООО Газпром экспо. 2010 г.
11. Заявление о выдаче патента Российской Федерации Способ контроля технического состояния роторных агрегатов. Регистрационный номер 2011145366. Дата 09.11.2011 г. Количество листов - 17.

Подписано в печать: 10.05.2012

Объем: 1,0  п.л

Тираж: 100 экз. Заказ № 148

Отпечатано в типографии Реглет

119526, г. Москва, Страстной бульвар, д. 6, стр. 1

(495) 978-43-34; www.reglet.ru

Авторефераты по всем темам  >>  Авторефераты по техническим специальностям