ОСОБЕННОСТИ ТЕХНИЧЕСКОЙ ДИАГНОСТИКИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРНЫХ МАШИН

В.М.Давыдов, Р.В. Жуков, к.т.н. ООО Научно-производственное предприятие "Механик"

Статья написана по материалам XVI Российской научно-технической конференции "Неразрушающий контроль и диагностика", которая проходила в С-Петербурге, 9-12 сентября 2002г. На этой конференции авторами был сделан соответсвующий доклад.     В статье рассмотрены основные отличительные особенности вибродиагностики поршневых компрессоров. Моделирование работы механизма движения с учетом технического состояния узлов позволило качественно и количественно определить параметры ударного взаимодействия сопряженных деталей, что способствовало разделению их виброимпульсов в структуре вибрационного сигнала. Реализация рассмотренного подхода диагностирования позволяет более точно определять остаточный ресурс отдельных деталей компрессора по различным критериям.

    Современные тенденции развития компрессоростроения в России и за рубежом свидетельствуют о все более частом применении систем контроля технического со-стояния в процессе эксплуатации. Это является единственным способом обеспечения безотказности работы машины и повышения надежности на эксплуатационном уровне.
    Как показывают исследования, в мировой структуре производства 40-50% общей потребности приходится на поршневые компрессоры [1]. Однако в России и странах СНГ их доля существенно выше - она составляет около 80% [2].
    В машинах такого типа вследствие возвратно-поступательного движения поршня, возникает нестационарность динамических воздействий, что характеризуется более сложным, в отличие от роторных машин, характером вибрационного состояния. Это приводит к возникновению дополнительных источников вибрации:
    • неуравновешенные силы инерции вращающихся F_r и поступательно движущихся масс F_S;
    • момент сил инерции М_и вращающихся и поступательно движущихся масс;
    • опрокидывающий момент М_опр;
    • крутильные колебания коленчатого вала;
    • пульсация давления газа в цилиндрах и межступенчатых коммуникациях;
    • удары элементов механизма движения, цилиндро-поршневой группы (ЦПГ) и клапанов.
     Ряд исследований в области вибродиагностики поршневых компрессоров был проведен и проводится в ОАО "ЛенНИИхиммаш", ООО "ВНИИГаз", ИМАШ РАН, НПЦ "Динамика", "Вибро-Центр", Ленинградском и Одесском институтах холодильной промышленности, Пензенском политехническом институте и других организациях. Однако большинство этих работ основано на статистическом накоплении виброхарактеристик и соответствующих неисправностей машины. Это не способствует выявлению физических закономерностей формирования виброимпульсов и требует проведения длительных экспериментов. Кроме того, изучение влияния многочисленных факторов экспериментальными методами не дает возможности выявить действие отдельных параметров в их взаимосвязи. Существенно облегчает решение данной задачи математическое моделирование работы компрессора.
     Одной из характерных особенностей диагностирования поршневых машин является то, что колебания, проявляющиеся вследствие неисправностей, накладываются на общее вибрационное состояние от неуравновешенности масс. Это приводит к необходимости рассмотрения двух подходов:
    1. анализ колебаний компрессора как единого целого, возникающих от его неуравновешенности;
    2. анализ вибрации узлов компрессора, возникающей от дефектов.
     Для каждого из этих подходов разрабатывается своя математическая модель работы объекта. Причем для анализа неуравновешенности, немаловажное значение оказывает конструкция компрессора. Исследования вибрационного состояния проводили на различных типах компрессоров с различным числом и схемой расположения цилиндров, мощностью привода, скоростью вращения коленвала. В качестве примера приведем результаты теоретических и экспериментальных исследований для азотных вертикальных трехрядных двухступенчатых компрессоров типа TV2S3K-400/630 (корпус предварительного сжатия) и TV2S3K-400/270 (дожимающий корпус) (ГДР). Производительность компрессора равна 110м³/мин, конечное давление нагнетания - 10МПа, мощность электродвигателя 800кВт, частота вращения вала - 293об/мин. Эти компрессоры установлены в ОАО Новомосковская акционерная компания "Азот" в крупнотоннажном производстве разделения остаточных газов синтеза аммиака. Схема компрессора с контрольными точками (КТ) измерения вибрации показана на рис.1.

Рис.1. Схема компрессора TV2S3K-400/630 с контрольными точками измерения вибрации:
     1 - 6 - контрольные точки; 1 - фундамент; 2 - электродвигатель; 3 - станина компрессора

     Расчет сил инерции и их моментов за цикл работы механизма движения проводился на ЭВМ с использованием классического кинетостатического метода [3]. Гармонический анализ полученных зависимостей позволил определить основные гармоники от действия того или иного фактора, что представлено в табл.1. В результате показано, что II гармоника неуравновешенных сил и моментов проявляется вследствие ограниченной длины шатуна. В опрокидывающем моменте этот фактор учитывается на III гармонике. Исследования неуравновешенности компрессора проводились на рабочем и холостом режимах, из которых установлено, что в последнем случае, Мопр характеризуется, в основном, третьей гармоникой.

Таблица 1

Низкочастотный анализ спектра вибрации

Контрольная точка	Направление измерения вибрации	Действующие факторы	Гармоника	Примечания
4, 6	Вертикальное (В)	Fr, Fs	I, II
		Mи	I, II
		Mопр	I...VI	хол. режим III гарм.
	Горизонтальное (Г)	Mопр	I...VI	хол. режим III гарм.
		Fr	I
	Осевое (О)	Mи	I, II
5	Вертикальное (В)	Fr, Fs	I, II
		Mопр	I...VI	хол. режим III гарм.
	Горизонтальное (Г)	Fr	I
		Mопр	I...VI	хол. режим III гарм.
	Осевое (О)	Mи	I, II
1, 3	Вертикальное (В)	Fr, Fs	I, II
		M'и	I, II
	Горизонтальное (Г)	Fr	I
	Осевое (О)	M'и	I, II
2	Вертикальное (В)	Fr, Fs	I, II
	Горизонтальное (Г)	Fr	I
	Осевое (О)	-	-

     Действие различных источников вибрации приводит к сложному колебательному движению станины машины с фундаментом. На рис.1 показаны направления действия неуравновешенных сил и моментов.
     Следует отметить, что амплитуда колебаний от действия неуравновешенных моментов сил инерции увеличивается с ростом высоты расположения датчика над уровнем основания фундамента (М_и>М'_и). Поэтому их рекомендуется контролировать в окнах станины (КТ 4-6). Напротив, для оценки сил инерции, с целью избавления от вредного влияния моментов, измерения необходимо проводить как можно ближе к основанию фундамента в его средней точке (КТ 2). В табл.2 показаны средние квадратические значения (СКЗ) виброскорости компрессора, вышедшего из капитального ремонта. Из нее видно, что в крайних точках (КТ 4, 6) вертикальная вибрация имеет почти одинаковые значения и она существенно больше, чем в средней (КТ 5). Это объясняется тем, что под действием Ми, станина компрессора с фундаментом совершает качательные движения относительно средней точки в плоскости XOZ (рис.1). В горизонтальном направлении в КТ 4-6 наблюдается характерное увеличение вибраций до II и III гармоники, что частично, вызвано, действием Мопр. Таким образом, анализ контурной характеристики компрессора позволяет определить степень его неуравновешенности и основной источник вибрации, а также выработать рекомендации по его снижению.

Таблица 2

Номинальные значения СКЗ виброскорости в окнах станины, мм/с

Контрольная точка	Направл. измер. вибрации	Гармоника
		1	2	3	4	5
4	В	0,15	0,06	0,037	0,01	0,02
	Г	0,03	0,07	0,04	0,06	0,04
	О	0,39	0,16	0,046	0,07	0,04
5	В	0,018	0,028	0,04	0,013	0,014
	Г	0,02	0,08	0,09	0,08	0,05
	О	0,35	0,17	0,05	0,07	0,04
6	В	0,13	0,063	0,044	0,037	0,0056
	Г	0,02	0,07	0,1	0,08	0,05
	О	0,35	0,16	0,04	0,06	0,04

     Расчет амплитуд колебаний различных точек станины необходимо проводить с учетом собственных частот, жесткостных характеристик и геометрических параметров фундамента, а также свойств грунта.
     Другой особенностью поршневых машин является функционирование узлов механизма движения в условиях циклически изменяющихся нагрузок. Это приводит к появлению в них ударов. Расчет скорости соударения и времени появления ударных импульсов для каждого сопряжения позволяет выделить их в виброакустическом сигнале. В результате была поставлена задача динамического анализа механизма движения поршневого компрессора с учетом зазоров в подвижных соединениях.
     Исследованием динамики механизмов с зазорами занимались многие ученые во второй половине XX века. Следует выделить работы Бруевича Н.Г., Кобринского А.Е., Сергеева В.И., Середы В.Т., Юдина К.М. и др.. Однако реализованные в них методы исследований не позволяют полностью описать динамику для всех видов движения звеньев (контактного и свободного пролета деталей до столкновения). Поэтому задача была решена с помощью уравнений Лагранжа II рода с множителями [4]:

( j=1,2,...,r )

(1)

         где _а- множитель, характеризующий реакцию связи а; Т - кинетическая энергия механической системы (механизма движения компрессора), и Qj - соответственно обобщенная реактивная и активная силы; f_a - уравнение связи а контактного движения деталей; r - число обобщенных координат.
     При этом в качестве обобщенных координат q_j рассматривалось относительное движение деталей сопряжений в поле зазора и угол поворота коленвала. Зазоры учитывались в узлах "поршень-цилиндр", "башмак крейцкопфа-направляющая", а также в крейцкопфном и шатунном подшипниках скольжения. Введение в уравнения движения реактивной составляющей позволило описать весь цикл виброударного режима работы механизма с помощью одних и тех же зависимостей.
     Разработанная математическая модель реализована в программном пакете на ЭВМ. С ее помощью были исследованы кинематические и динамические параметры для различных типов поршневых компрессоров. Анализ результатов расчета показал, что удары во всех исследуемых узлах, в основном, проявляются вблизи мертвых положений. С целью проверки адекватности математической модели были проведены экспериментальные исследования виброакустических характеристик компрессора при соответствующих износных состояниях узлов трения. Полученные результаты свидетельствуют о том, что положение импульсов на временной реализации вибросигнала и ее статистических функциях, соответствуют времени возникновения ударов в шатунных подшипниках, крейцкопфном узле и цилиндро-поршневой группе, определенных расчетным путем.
     Для выделения информативных диагностических признаков в амплитудном спектре, по результатам моделирования, был определен спектр силы соударения:

      , (k=0,1,2,…,),      (2)

     где T - период следования удара; р_max - максимальная сила удара; t - время соударения; k - номер гармоники. Переход от номера гармонической составляющей к частоте осуществляется по формуле: (Гц).
     Определив время удара для всех диагностируемых узлов с учетом физико-механических свойств контактируемых материалов, с использованием (2), были построены спектры, из которых получены значения собственных частот каждого узла для азотных компрессоров: шатунный подшипник - 2500 Гц, крейцкопфный подшипник - 7500Гц, "башмак крейцкопфа-направляющая" - 1700Гц, "поршневые кольца-втулка цилиндра" - 3600Гц.
     Для установления взаимосвязи параметров вибрации с износным состоянием сопряжений компрессора, в течение всего ремонтного цикла (3-х лет) проводились экспериментальные исследования по измерению виброакустических характеристик до и после ремонта. На рис.2 показано сравнение спектров виброускорения цилиндро-поршневой группы компрессора TV2S3K-400/630. Во время аварийной остановки компрессора при его разборке было обнаружено, что поршневые кольца на одной из ступеней полностью изношены (зазор составлял почти 2мм). При этом работа компрессора сопровождалась сильным стуком. Спектр вибрации показал, что на частоте 3600Гц амплитуда стала почти в 2,5 раза превышать номинальное значение.
     На характер вибрации также большое влияние оказывают и промежуточные давления ступеней компрессора. Их регулировали путем перепуска сжимаемого азота через байпасы, соединяющие линии нагнетания последних ступеней корпуса предварительного сжатия и дожимающего с буферной емкостью I ступени, а также сбросом давления газа после IV ступени в атмосферу. Наиболее сильно наблюдается это влияние при проведении пусконаладочных испытаний.
     На рис.3 показано сопоставление соответствующих спектров компрессора TV2S3K-400/270. Незначительная нагрузка (0,3 от номинальной) характеризуется относительно малым уровнем вибрации во всем частотном диапазоне. Увеличение давления нагнетания до 7 МПа (0,7 от номинального) приводит к недопустимому возрастанию вибрации на частоте 6500Гц, характерной для крейцкопфного подшипника. Смещение частоты объясняется действием больших (ненормальных) динамических нагрузок. В шатунном подшипнике и цилиндро-поршневой группе также происходит резкое ухудшение условий работы, что видно на частотах 2500Гц и 3600Гц. При других режимах работы (в том числе и на эксплуатационных) вибрационные параметры узлов уменьшаются в 1,5-3 раза.
     При пусконаладочных испытаниях компрессора TV2S3K-400/630 изменения динамических параметров не являются такими существенными, что подтверждается экспериментальными исследованиями.
     Кроме того, результаты расчетов показали, что интенсивность ударов в крейцкопфном подшипнике минимум в 2,2 раза больше, чем в других сопряжениях. В особенности это касается последней ступени двойного действия.

    
Рис.2. Спектры виброускорения цилиндро-поршневой группы компрессора TV2S3K-400/630:

зазор в цилиндро-поршневой группе 0,6мм; зазор в цилиндро-поршневой группе 2мм;

Рис.3. Спектры виброускорения компрессора TV2S3K-400/270
     при пусконаладочных испытаниях:

Рвс IIIст=0,2 МПа, Рн IIIст=0,6 МПа, Рн IVст=3 МПа; Рвс IIIст =0,5 МПа, Рн IIIст=2,6 МПа, Рн IVст=7,0 МПа.

     Частота следования и амплитуда ударных импульсов являются важными диагностическими признаками поршневых машин. Используя вышеуказанную модель динамики, где в качестве начальных данных выступают величины зазоров в узлах механизма движения, становится возможным определить последовательность ударных импульсов во времени в течение всего цикла работы компрессора. Это становится еще более актуальным, если принять во внимание тот факт, что не всегда увеличение зазора в исследуемом сопряжении приводит только к повышению амплитуды вибрации. Может произойти изменение количества ударов и их суммарного импульса за цикл. То есть зависимость скорости удара от величины зазора не является линейной, так как на динамические параметры влияет соотношение зазоров во всех сопряжениях механизма движения. В большей степени это касается подшипников, и в меньшей,- поступательных узлов. Данное положение согласуется как с собственными экспериментальными исследованиями, так и других авторов [5]. Таким образом, спектр вибрации не является достаточным средством решения задачи диагностирования износного состояния подвижных соединений поршневых компрессоров.
     Выделение ударных импульсов во времени эффективно проводить с помощью анализа огибающей вибросигнала. Этот метод базируется на том, что периодическая последовательность ударных импульсов, возбуждающая в той или иной степени весь спектр собственных частот механизма проявляется в высокочастотной области в виде амплитудной модуляции вибрационного процесса. Полосовая фильтрация высокочастотного сигнала с последующим преобразованием Гильберта (либо детектированием) позволяет по частоте следования удара и времени его появления локализовать дефектный узел.
     Ряд исследований был проведен на аммиачных горизонтальных двухступенчатых компрессорах АГК-56, установленных в холодильном цехе ОАО "Хладокомбинат №7" (Москва). При этом использовался виброанализатор "ПР200Ех" НТЦ "ПРИЗ". Хладопроизводительность агрегата составляет 150000ккал/час, конечное давление нагнетания 1,3 МПа, частота вращения вала 187 об/мин, мощность электродвигателя 240 кВт. На рис.4 показан график скорости соударения для крейцкопфного узла II ступени за 1 оборот коленвала. Из него видно, что максимальная интенсивность ударов наблюдается вблизи мертвых точек крейцкопфа. Непосредственно перед и после ударов, из-за наличия отскоков, имеют место менее интенсивные ударные импульсы, что связано как с упругопластическими свойствами контактируемых материалов, так и "дрожанием" деталей вследствие колебаний сил реакций. На рис.5 показана диаграмма перекладок крейцкопфа в поле зазора, где положительная область характеризует положение крейцкопфа на верхней направляющей, а отрицательная - на нижней.
     На рис.6 показана огибающая вибросигнала, измеренная на направляющей крейцкопфа II ступени за 3 полных оборота коленвала (период Т равен 320мс). При этом средние зазоры, определенные во время предыдущей разборки, проведенной за месяц до обследования, имели следующие значения: в коренных подшипниках 0,17-0,18мм, в шатунном - 0,10мм, в крейцкопфном подшипнике - 0,17мм, в узле "крейцкопф-направляющая" - 0,28мм, в цилидро-поршневой группе - 1,0мм. При этих же соотношениях зазоров был построен график, представленный на рис.4 и 5. Начало отсчета на них соответствует задней мертвой точке крейцкопфа. Поскольку вибросигнал имеет случайную природу, что видно на рис.6, то для определения периодических составляющих и подавления шумовых и случайных компонент, целесообразно подвергнуть его статистической обработке. Такой особенностью обладает, в частности, корреляционная функция (рис.7). Сопоставление графических зависимостей (рис. 4 и 7) показывает, что определенные расчетным путем динамические параметры соотносятся с экспериментально измеренными виброимпульсами на автокорелляционной функции огибающей вибросигнала.

Рис.4. Скорость соударения в крейцкопфном узле II ступени компрессора АГК-56:

- узел "крейцкопф-направляющая"; -   крейцкопфный подшипник.

Рис.5. Диаграмма перекладок крейцкопфа компрессора АГК-56.

Рис.6. Огибающая вибросигнала ускорения II ступени компрессора АГК-56

Рис.7. Автокорреляционная функция огибающей вибросигнала ускорения:

     При проведении вибродиагностики компрессора АГК-56 на ОАО "Хладокомбинат №7" было обнаружено, что на крышке коренного подшипника II ступени в вертикальном и осевом направлениях наблюдается повышенная вибрация. При этом вибросигнал характеризуется большой периодичностью (рис.8а). В спектре огибающей (рис.8б) видно множество гармоник, кратных частоте вращения вала ( ), амплитуда которых затухает только при приближении к 100Гц (30-я гармоника). При измерении вибрации на крышке коренного подшипника I ступени, вибросигнал четко выраженных периодических составляющих не имел (рис. 8в). Отсутствие четко выраженных ударных взаимодействий шейки вала о вкладыш подтверждалось и на спектре огибающей (рис.8г). При моделировании работы компрессора с учетом фактических давлений в ступенях и зазорах во всех сопряжениях было установлено, что ударов в коренном и шатунном подшипниках I и II ступенях быть не должно, либо их интенсивность очень мала. Тогда высказалось предположение, что на коренном подшипнике II ступени возможно образование больших дефектов. При разборке этих узлов данный факт подтвердился. Шейки вала были в хорошем состоянии. Вкладыш подшипника I ступени на рабочей поверхности дефектов не имел. А на вкладыше II ступени были обнаружены выбоины размером до 65х20мм и трещины различного направления протяженностью, равной ширине вкладыша.
     Обследование остальных трех позиций компрессоров на заводе показало, что спектр огибающей вибрации подшипниковых узлов, характеризующимся хорошим техническим состоянием, имеет вид широкополосного шума, без проявления каких-либо гармоник. При неудовлетворительном состоянии вкладышей, вибросигнал и спектр огибающей отличается периодичностью и наличием гармоник с медленно уменьшающейся амплитудой вибрации при увеличении частоты. В первую очередь, это вызвано ударами. Кроме того, разность амплитуды вибрации на гармонике и шума также может служить диагностическим признаком. Так, разность в 20-30 дБ уже является высоким значением и сигнализирует о необходимости ремонта.
     В крейцкопфном узле и цилиндро-поршневой группе, где удары неизбежно проявляются в мертвых положениях механизма, по амплитуде вибрации с использованием разработанной математической модели, были оценены величины зазоров в этих узлах. При разборке машины, теоретические предположения подтвердились.
    
     Таким образом, диагностирование поршневых компрессоров по вибрационным параметрам необходимо проводить с одновременным анализом временной реализации вибросигнала, ее огибающей, спектральных характеристик и статистических функций.

а)	б)
в)	г)

Рис. 8. Вибрационные характеристики компрессора АГК-56:
а) Временная реализация виброускорения неисправного коренного подшипника
б) Спектр огибающей вибрации неисправного коренного подшипника
в) Временная реализация виброускорения исправного коренного подшипника
г) Спектр огибающей вибрации исправного коренного подшипника

     Моделирование динамики механизма движения компрессора с учетом зазоров позволяет определить силовые параметры в узлах, необходимые для проведения расчета на статическую и усталостную прочность. В настоящее время эти расчеты проводятся в соответствии с методиками, изложенными в [6], где нормальные и касательные составляющие реакций определяются методом кинетостатики. Однако как показали теоретические исследования, это справедливо лишь в первом приближении. Максимальные значения сил в моменты ударов могут превышать соответствующие значения реакций в механизме без учета зазоров более, чем в 2 раза. Кроме этого, как показано на рис.9, в условиях контактного движения деталей, наблюдаются модулированные высокочастотные колебания циклическим характером нагружения узла. При этом величина реакции периодически изменяется от максимального до минимального значения. Частота этих колебаний определяется скоростью вращения коленвала, значениями зазоров во всех сопряжениях механизма, их режимом трения и тому подобное. Установлено, что ВЧ колебания появляются вследствие того, что движение деталей относительно друг друга происходит не плавно, а "рывками" - из-за влияния зазоров в подшипниках. Таким образом, соотношения зазоров узлов имеют существенное влияния на динамику всего механизма. Этот вывод согласуется с результатами исследований, проведенными в работе [7].

Рис.9. Реакция в шатунном подшипнике II ступени компрессора АГК-56.

     Кроме внесения поправки в прочностные расчеты, этот факт необходимо учитывать и при определении ресурса. Несмотря на то, что амплитудное значение колебаний напряжений ВЧ цикла меньше, чем НЧ, число их знакопеременных циклов от влияния зазоров намного больше. Это может привести к более быстрому накоплению усталостных трещин в нагруженных деталях и, как следствие, к уменьшению ресурса.
     Информация, полученная при техническом диагностировании компрессора, проведенной в соответствии с [8], позволяет провести прогнозирование его технического состояния по определяющим параметрам до достижения предельного состояния. Использование разработанной математической модели способствуют более точному определению остаточного ресурса всех деталей и узлов машины.
     Специалистами экспертной организации ООО НПП "Механик" накоплен достаточный опыт по проведению вибродиагностики различных типов компрессоров (в том числе и поршневых), расчетов на прочность и остаточный ресурс. Распространение установленной взаимосвязи технического состояния отдельных узлов с виброхарактеристиками на разные типы компрессоров в дальнейшем позволит провести нормирование уровней вибрации на отдельных гармониках, а также сформировать логическую модель диагностических признаков для ее использования в экспертных системах. Кроме того, в настоящее время ведется работа по созданию математической модели прогнозирования комплекса динамических, прочностных и трибологических характеристик. При этом расчету подвергаются ударные параметры, силовые взаимодействия деталей, механические напряжения и износ поверхностей трения, полученных в зависимости от заданной наработки объекта в конкретных условиях эксплуатации.
    
    
ЛИТЕРАТУРА
    
1.  Сафин А.Х. Тенденции в технико-экономической структуре производства и развитии компрессорного оборудования.- Компрессорная техника и пневматика. 2002. №2. С.4-9.

2.  Пластинин П.И. Поршневые компрессоры. Том.1. Теория и расчет / 2-е изд. перереаб. и доп. -М.: Колос, 2000. - 456с.

3.  Захаренко С.Е., Анисимов С.А., Дмитревский В.А. и др. Поршневые компрессоры. - М.;Л. Машгиз, 1961.- 455с.

4.  Гриб В.В., Сафонов Б.П., Жуков Р.В. Динамика механизма движения поршневого компрессора с учетом зазоров в подвижных соединениях. - Вестник машиностроения. 2002. №4. С.3-7.

5.  Береснев В.Н. Некоторые результаты исследований виброхарактеристик поршневого компрессора // Машины и аппараты холодильной техники и кондиционирования воздуха.- Л.,1978..№3. С.164-171.

6.  Видякин Ю.А., Доброклонский Е.Б., Кондратьева Т.Ф. Оппозитные компрессоры.- Л.:Машиностроение, 1979.- 279с.

7.  Сергеев В.И., Юдин К.М. Исследование динамики плоских механизмов с зазорами.- М.: Наука, 1974. -111с.

8.  РД 09-102-95. Методические указания по определению остаточного ресурса потенциально опасных объектов, поднадзорных Госгортехнадзору России.