Размещено на http://www.allbest.ru/

НАЦІОНАЛЬНИЙ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ УКРАЇНИ

КИЇВСЬКИЙ ПОЛІТЕХНІЧНИЙ ІНСТИТУТ

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук

РОЗРОБКА МЕТОДІВ ТА ЗАСОБІВ ВІБРАЦІЙНОГО МОНІТОРИНГУ ТА ВІБРОДІАГНОСТИКИ ГАЗОПЕРЕКАЧУВАЛЬНИХ АГРЕГАТІВ

З ГАЗОТУРБІННИМ ПРИВОДОМ

Спеціальність: Прилади та методи вимірювання механічних величин

Олійник Павло Борисович

Київ, 2008 рік

1. ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. Зношеність існуючого обладнання та висока вартість нового спонукають підприємства до переходу на обслуговування машин по фактичному стану. Це неможливо без застосування систем діагностики та діагностичного моніторингу, які дозволили б виявляти дефекти на ранніх стадіях їх розвитку. Системи діагностики в основному знаходяться на етапі початкових досліджень та експериментальної експлуатації. Це підтверджує, наприклад, огляд систем діагностики та моніторингу обладнання газоперекачувальних станцій в Росії, виконаний фахівцями Саратовського державного політехнічного Університету. На Україні дослідження в області створення інтелектуальних систем вібраційної діагностики, ніким, крім ЗАТ “Мотор-Січ”, ХАІ (професор Є.О. Ігуменцев та його учні) та ТОВ “Діагностика” (розробка експертних систем) не ведуться. Система діагностики, розроблена ЗАТ “Мотор-Січ”, орієнтована на діагностику лише одного класу обертового обладнання - авіаційних двигунів. Розроблена Ігуменцевим система діагностики орієнтована перш за все на переносні прилади, тобто не може проводити постійний контроль відповідального обладнання, і охоплює старі ГПА типу ГПА-10, ГПА-10-01. Експертна система ТОВ “Діагностика” орієнтована на насосне обладнання нафтопереробної промисловості.

В рамках Національної програми "Нафта і газ України до 2010 року" проводиться переоснащення ГПА з нагнітачами серії 650 новими газотурбінними двигунами ДН-80. Технічне обслуговування та діагностику двигунів виконує виробник -Державне підприємство Науково-виробничий комплекс газотурбобудування “Зоря - Машпроект”, м. Миколаїв. Однак встановлена виробником система автоматичного управління і регулювання (САУіР) агрегата забезпечує лише захисний моніторинг обладнання і не дозволяє визначити та спрогнозувати технічний стан ГПА. Нагнітачі ж 650-21-2 залишились взагалі без технічного супроводу, оскільки російське підприємство-виробник цих нагнітачів перепрофілювалося. Тому створення системи діагностики, яка дозволила б діагностувати відповідальне роторне обладнання - нові агрегати типу ГПА-25/МН80.02, і насамперед нагнітачі ГПА цього типу, є вельми актуальним.

Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Робота розроблялась Олійником П.Б. в 2004-2007 рр., в рамках Національної програми "Нафта і газ України до 2010 року" (затверджена постановою Кабінету Міністрів України №665 від 21 червня 2001 р.), а також комплексної програми “Утвердження України як транзитної держави у 2002-2010 роках” (затверджена Законом України №3022-III від 7 лютого 2002 року). Дисертаційну роботу виконано в рамках наукових та технічних робіт по господарським договорам №11, 12, 15, 19 та 27 між НТЦ “ДІАТОС” в НТУУ “КПІ” та ТОВ “КОТРИС”, а також як складову частина досліджень, що проводяться кафедрою приладів та систем керування літальними апаратами Національного технічного університету України “Київський політехнічний інститут”.

Мета та завдання дослідження. Метою роботи є забезпечення моніторингу вібраційного стану газоперекачувального агрегату (ГПА) з газотурбінним приводом та діагностики відцентрового нагнітача, що входить до його складу з метою підвищення ефективності роботи ГПА та подальшого забезпечення переходу агрегату на обслуговування за технічним станом.

Для досягнення поставленої мети необхідно вирішити наступні задачі:

- проаналізувати сучасний стан і тенденції розвитку методів і засобів діагностування ГПА;

- провести теоретичне дослідження типових дефектів та скласти карту дефектів нагнітача;

- розробити систему моніторингу вібраційного стану ГПА (в цілому, як двигуна, так і нагнітача) та її програмне забезпечення;

- на основі теоретичних та експериментальних досліджень розробити методику діагностики нагнітача.

Об'єкт дослідження даної роботи - газоперекачувальний агрегат з газотурбінним приводом, і зокрема система “ротор-підшипники” нагнітача, в процесі експлуатації якого виникають дефекти, що призводять до зміни його технічного та вібраційного стану і, відповідно, як до зниження ефективності роботи ГПА, так і подальшого виникнення відмов.

Предмет дослідження є розробка методики моніторингу вібраційного стану агрегату ГПА-25/МН80.02, а також методики діагностики стану відцентрового нагнітача, що входить до складу ГПА, та системи, що їх реалізує.

Методи дослідження. При проведенні теоретичних і експериментальних досліджень використовувалися: теоретичні положення аналітичної геометрії, методи теоретичної механіки, гідродинаміки, елементи теорії нелінійних коливань, чисельні методи та методи математичного моделювання, методи обробки сигналів та спектрального аналізу, математичної статистики, положення теорії похибок, основні положення віброакустичної діагностики машин і механізмів, методи вимірювання параметрів вібрації.

При розробці структури бази даних та програмного забезпечення використовувались методи теорії баз даних, структурного та об'єктно-орієнтованого програмування.

Наукова новизна отриманих результатів:

- отримано аналітичні залежності для сил та моментів, що виникають у звичайному підшипнику ковзання з перекосом (формули справедливі при значеннях ексцентриситету до 0,6-0,7), що значно спрощує розрахунки при моделюванні дефектів машин;

- запропоновано комбінований алгоритм визначення власних частот машини, що дозволяє автоматизувати цю складну для формалізації процедуру;

- вперше запропоновано спосіб моніторингу та діагностики стану обладнання на основі розкладу орбіти вала в фігури Ліссажу по порядкам;

- запропоновано алгоритм відкидання аномальних даних, що працює з даними неперіодичного характеру на мали вибірках, і дозволяє значно полегшити аналіз даних при прогнозуванні стану машини.

Вперше запропоновано статистично обґрунтовані граничні профілі для моніторингу стану обладнання за цим методом, а також спосіб відображення отриманих даних у виді, зручному для аналізу.

Практичне значення отриманих результатів полягає в:

- створенні карти типових дефектів нагнітача серії 650-21-2;

- створенні програми моніторингу вібраційного стану ГПА з газотурбінним приводом ГПА-25/МН80.02;

- адаптації та застосуванні для діагностики дефектів допоміжних механізмів усереднення Max-Lin;

- створенні двох методик діагностики нагнітача 650-21-2, що входить до складу згаданого ГПА;

- створенні спеціалізованого програмного забезпечення, що дозволяє проводити моніторинг та діагностику за згаданими методиками.

Особистий внесок здобувача. Основні положення та результати дисертаційної роботи отримані автором самостійно. Проведено побудову математичних та генераційних моделей дефектів нагнітача 650-21-2, створено систему моніторингу обладнання компресорного цеху, комбінований алгоритм визначення власних частот машини, а також методики діагностики нагнітача. Автором також самостійно розроблено програмне забезпечення, що реалізує моніторинг та діагностику нагнітача за запропонованою методикою.

У співавторстві розроблено спосіб розкладу орбіти вала в фігури Ліссажу по порядкам, а також виконано адаптацію та застосування виду усереднення Max-Lin для діагностики вузлів ГПА-25/МН80.02, що генерують при деградації ударні імпульси. Методика встановлення граничних профілів для розкладу орбіти вала в фігури Ліссажу по порядкам, а також методика моніторингу за цими профілями запропоновано особисто автором. Автор особисто брав безпосередню участь у проведенні випробувань та введенні ССМД КЦ в дослідну та промислову експлуатацію як розробник системи.

Апробація результатів дисертації. Основні результати дисертаційної роботи доповідалися та обговорювалися на IX, X, XI науково-технічних конференціях студентів та молодих вчених “Гіротехнології та конструювання літальних апаратів” (Київ, 2005, 2006, 2007), а також на V та VI Міжнародних наукових конференціях “Гіротехнології, навігація та керування рухом”, Київ, 2005, 2007.

Публікації. За результатами досліджень опубліковано 9 наукових праць, з них 4 опубліковано у провідних наукових фахових журналах, 2 патенти України.

Структура та обсяг роботи.

Дисертація складається із вступу, п'яти розділів, висновків, додатків та списку використаних джерел. Повний обсяг роботи - 196 сторінок, зокрема: 60 рисунків (11 на окремих сторінках), 11 таблиць (2 на окремих сторінках), 2 додатки на 11 сторінках, та список використаних джерел, що містить 107 найменувань на 13 сторінках.

2. основний зміст роботи

У вступі охарактеризовано проблему, обґрунтовано актуальність роботи, сформульовано її мету, наведено основні наукові та практичні результати, що отримані в дисертації і виносяться на захист, показано структуру і обсяг дисертації.

У першому розділі подано огляд стану досліджень в області створення систем моніторингу та діагностики на основі аналізу науково-технічної літератури, а також сформульовано задачі, які вимагають вирішення.

У другому розділі наведено ідеалізовану математичну модель нагнітача 650-21-2.

А також математичні та генераційні моделі типових дефектів нагнітача.

Ідеалізована математична модель нагнітача - диск маси 2M на гнучкому валу.

Динаміка його характеризується рівняннями

(1)

Де:

M - півмаса диску;

u - відстань від центра мас диска до точки підвісу;

- розмірні лінійні коефіцієнти демпфірування та жорсткості підшипника відповідно;

- жорсткість вала;

X₁, Y₁ - динамічні відхилення центра диска відносно осі ротора;

- координати X, Y - динамічні відхилення центра цапфи вала відносно осі ротора.

З аналізу рівнянь (1) можна отримати відому формулу для частоти самозбудження ротора (тобто частоти обертання, при переході якої ротором відбувається перехід вала до нестійкого режиму роботи):

Де:

- еквівалентна жорсткість;

- безрозмірна жорсткість вала;

- власна частота ротора на абсолютно жорстких опорах;

- безрозмірні лінійні коефіцієнти демпфірування та жорсткості підшипника відповідно, справедливу при ексцентриситетах 0 < 0,6, при:

Де:

с - зазор у підшипнику.

На основі аналізу розв'язку (1) отримано діагностичні ознаки для дефекту “послаблення кріплень опори”. Перш за все, таке послаблення відіб'ється на жорсткості підшипника у напрямку послаблення (жорсткість зменшиться), внаслідок чого амплітуда вимушених коливань у цьому напрямку зросте. З наведених формул видно, що зменшення, наприклад, призведе до зменшення . Результатом стане зменшення порогу самозбудження , а, отже, розширення діапазону, в якому автоколивання на частоті присутні.

З аналізу досліджень, проведених Чоу, Брауном і Ху, Андрістосом та Дімарогоносом та ін..

Також структури нелінійних сил, проведених здобувачем за методиками Ганієва та Кононенка, випливає, що у звичайних підшипниках ковзання, які застосовані в конструкції нагнітача, вібрація зі складовими на частоті .

Дана частота може виникнути у випадку порушення симетрії підшипника, і викликана членами виду:



Найбільш імовірною причиною такої асиметрії є розподілені дефекти, викликані зносом підшипника (наприклад, за рахунок напіврідинного тертя до сплиття вала при запуску машини, кавітації і т. п.).

Для з'єднання нагнітача 650-21-1 з приводом використовується зубчата муфта. Таке з'єднання може мати ряд дефектів, найважливішими з них є паралельна (радіальна) та кутова неспіввісність валів приводу та нагнітача. На основі даних використаних джерел, а також власного аналізу проявом дефекту типу „паралельна неспіввісність” є вібрація у вертикальному та поперечному напрямках з подвійною частотою обертання на опорах з різних боків муфти. Дефект же типу „кутова неспіввісніть” викликає вібрацію в напрямку осі ротора з частотою обертання вала. Слід зазначити, що в силу третього закону Ньютона, вібрація на опорах, що знаходяться по різні боки від муфти, буде в протифазі.

Одним з дефектів, що найчастіше реєструються на нагнітачах типу 650-21-2, є перекос при установці вала в підшипник. Дослідження даного дефекту ведуться вже досить давно, однак недоліком існуючих публікацій є те, що автори наводять формулу рівняння Рейнольдса, і, як правило, не роблять спроб отримати аналітичний його розв'язок, не кажучи вже про аналітичне визначення сил та моментів, що діють у підшипнику.

Для спрощення задачі було прийнято наступні гіпотези:

1. Підшипник описується як короткий ( - довжина підшипника, - його внутрішній діаметр);

2. Граничними умовами рівняння Рейнольдса є рівність тиску на кінцях підшипника атмосферному :

3. Перекос відбувся у площині, що проходить через точку О_ц під кутом до площини ексцентриситету, що проходить через вісь підшипника та точки О_пО_ц. Кут перекосу є малим;

4. Розглянуто малі коливання вала навколо положення рівноваги (де - ексцентриситет на зовнішньому кінці підшипниказа умов рівноваги, - кут між прямою, що зв'язує центри цапфи та підшипника та вертикаллю також за умов рівноваги, a та - зміни та відповідно).

Для випадку короткого підшипника рівняння Рейнольдса має вид:

(2)

Де:

- кут між віссю Or та точкою з шуканою товщиною плівки h(z).

Розв'язавши рівняння Рейнольдса, та проінтегрувавши отриманий вираз для розподілу тиску в підшипнику, було отримано вирази для коефіцієнтів жорсткості та демпфірування та в системі координат , через їх громіздкість вирази тут не наведено. Згадані формули отримано вперше, вони можуть бути застосовані для аналізу багатьох дефектів, які спричиняють перекос у підшипниках, наприклад до аналізу прогину ротора різного походження, кутової та паралельної неспіввісності опор машини.

Аналогічні вирази отримано для коефіцієнтів моментів, що діють у підшипнику внаслідок його асиметрії. Перехід до системи координат OXY визначається відомими формулами:

Зрозуміло, що при перекосі у підшипнику ковзання при ексцентриситеті слід очікувати зростання сили реакції плівки та коефіцієнтів жорсткості і демпфірування за модулем приблизно на 5-30% в порівнянні зі справним підшипником без перекосу. Значний ріст сил та коефіцієнтів, пояснюється тим, що при цих значеннях ексцентриситету застосована класична теорія гідродинаміки вже не описує поведінку масляної плівки коректно. Для визначення сил та моментів, потрібні додаткові дослідження, наприклад, у виді чисельного розв'язання рівняння Рейнольдса.

Для виявлення діагностичних ознак перекосу було проведене моделювання поведінки ротора нагнітача з перекосом за припущення, що ротор є жорстким та обертається у податливих опорах. Оскільки у даному випадку опори (підшипники ковзання) є податливими, то застосування такої моделі є виправданим у першому наближенні. Застосувавши до руху ротора в СК OXYZ теорему про рух центра мас ротора С, а також теорему про зміну кінетичного моменту у відносному русі відносно центра інерції (в СК , осі якої паралельні осям СК OXYZ, а початок координат рухається з центром мас ротора С поступально, рис. 3), отримано рівняння руху ротора:

(3)

Де:

A - осьовий момент інерції ротора;

B - екваторіальний момент інерції ротора;

- коефіцієнти демпфірування та жорсткості для обчислення сил у лівому та правому підшипниках;

- коефіцієнти демпфірування та жорсткості для обчислення моментів у лівому та правому підшипниках;

- координати центра мас ротора.

Кути Резаля, з точністю до малих першого порядку визначаються формулами:

Після підстановки формул для в рівняння (3) та наступного пиведення системи до форми Коші систему (3) було розв'язано чисельно за допомогою пакета MATLAB® 7.0. Параметри системи:

Кут перекосу на лівій опорі прийнято , права опора вважається ідеальною. За результатами моделювання, ексцентриситет на опорах досить швидко досягає значення 0,6-0,7, і, отже, ротор є нестійким. Частотний аналіз показав, що при перекосі зростає вібрація на частоті обертання вала та виникає вібрація на подвійній та потрійній частотах обертання ротора. Таким чином, діагностичною ознакою перекосу є ріст вібрації на частоті обертання, а також на подвійній та потрійній частотах обертання. Крім того, для дефекту характерна поява цілого ряду високочастотних гармонік малої амплітуди, кратних частоті обертання. Слід відзначити, що ріст вібрації спостерігається на обох опорах, як у вертикальному, так і в поперечному напрямках. Першою ж ознакою є значний ріст рівня вібрації на опорах машини внаслідок нестабільності системи.

Прогин ротора за Мітчеллом проявляється як вібрація в напрямку осі ротора на частоті обертання ротора в протифазі (оскільки проекції сил, що діють на цапфу в напрямку горизонтальної осі, направлені назустріч одна одній). Цю генерацій ну модель було прийнято для застосування у розробленій системі моніторингу та діагностики. На основі досліджень, проведених здобувачем у другому розділі, а також даних використаних джерел, складено карту дефектів нагнітача - список проявів типових дефектів. Типові дефекти нагнітача проявляються у вібрації таким чином:

1. Послаблення кріплень опори - збільшенням амплітуди вимушених коливань у напрямку осі, де послаблена вібрація, відповідною зміною еліпсу в розкладі по фігурам Ліссажу, а також виникненням автоколивань (у вертикальному та поперечному напрямках) на частоті обертання вала, не характерної для справної машини;

2. Порушення симетрії звичайного підшипника ковзання (зношеність вкладиша) - підвищеною вібрацією на частоті в поперечному та вертикальному напрямках (більша в напрямку дефекту);

3. Паралельна неспіввісність валів привода та нагнітача - підвищена вібрація в поперечному та вертикальному напрямках на частоті (при заклинюванні муфти - зростання вібрації на частоті);

4. Кутова неспіввісність валів привода та нагнітача - підвищена вібрація в напрямку осі ротора з частотою обертання вала;

5. Перекос при установці ротора в підшипнику - підвищена вібрація в поперечному та вертикальному напрямках з частотою обертання вала та з подвійною та потрійною частотами обертання вала. Характерне також виникнення ряду кратних високочастотних гармонік з незначною амплітудою. Перш за все проявляється як значне зростання загального рівня вібрації внаслідок нестабільності системи;

6. Прогин ротора - інтенсивна осьова вібрація на частоті обертання вала, у протифазі на опорах.

У третьому розділі описано створену методику діагностики нагнітача 650-21-2.

Для розв'язання задач діагностики коливань швидкохідних машин вельми важливим є знання власних частот обладнання. Це дозволяє визначити діапазон частот, де можливе резонансне зростання вібрації на опорах машини, а також режим роботи машини. Крім того, відслідковуючи зміну власних частот, можна визначити деякі дефекти на кшталт послаблення фундаменту. В спеціальній літературі описано методи визначення власних частот обладнання як одну із задач модального аналізу конструкцій. Для автоматизації цієї складної для формалізації процедури вперше запропоновано алгоритм, що шляхом комбінації методу пікової амплітуди та методу оберненої АФЧХ дозволяє суттєво зменшити кількість неправильно визначених в автоматичному режимі частот. Результати досліджень, проведені на моделі ротора нагнітача, підтверджують працездатність та ефективність запропонованого алгоритму.

Внаслідок різноманітних збоїв апаратури можлива реєстрація системою даних, що не відповідають реальному стану машини. Це найчастіше відсутність сигналу або аномально високий рівень сигналу. Оскільки такі дані не можна використовувати при прогнозуванні стану машини, то перш ніж проводити прогнозування стану машини, слід відкинути аномальні дані. На основі алгоритму відкидання аномальних даних, запропонованого Григоренком, було розроблено новий алгоритм, який дозволив врахувати особливості зміни рівня вібрації в часі (негладкість, неперіодичність, різкі стрибки в даних). Алгоритм Григоренка засновано на визнанні аномальними даних, що відрізняються від поточних виміряних даних більше, ніж на певну величину. На відміну від запропонованого ним підходу, в розробленому автором алгоритмі не проводиться збільшення інтервалу допуску для кожної нової аномальної точки, а замість цього запропоновано приймати, що виміряні точки не є аномальними, якщо кількість аномальних точок перевищує певну величину. Ця кількість точок вибирається, виходячи з мінімальних та інтервалу отримання виміряних даних. У випадку, коли пакет точок визнано аномальним, він за вибором користувача відкидається або замінюється лінійно інтерпольованими даними; інакше пакет даних залишається незмінним. Крім того, враховуючи особливості даних, прийнятих з датчиків вібрації, точки з аномально малою та аномально великою амплітудою відкидаються. Проведені експериментальні дослідження підтверджують ефективність розробленого алгоритму відкидання аномальних даних, та можливість його застосування при прогнозуванні стану обертового обладнання.

На опорах роторного обладнання крім звичайних даних загального рівня вібрації, вузькосмугових спектрів вібрації і т.п., як правило, вимірюють дані орбіти вала машини. Дані орбіти вала дають змогу визначити сплиття вала, характер руху центра мас вала в процесі роботи машини, оцінити максимальні переміщення вала здовж осей. Однак графік орбіти вала є досить складним для аналізу. Розклад в фігури Ліссажу по порядкам дозволяє вирішити цю проблему шляхом розділення гармонічних складових сигналу. На даний спосіб отримано патент України на корисну модель UA 28204. При застосуванні описаної в патенті процедури отримують масив даних еліпсів, кожен з яких характеризує рух вектора вібрації на відповідному порядку, а також масив напрямків прецесії вказаного вектора вібрації. Класичний графік орбіти вала є “векторною сумою” вказаних еліпсів, які є фігурами Ліссажу вібрації на опорах на певних частотах.

Для проведення моніторингу стану обладнання за даними розкладу в фігури Ліссажу необхідно задати граничні профілі. Спочатку здобувачем було запропоновано встановлювати профілі у вигляді еліпсів. Однак, при встановленні граничних профілів у вигляді еліпсів слід враховувати параметри вибірки таким чином, щоб опорний профіль покривав усі можливі варіанти розташування еліпса вібрації відносно системи координат. Оскільки це незручно, то було запропоновано альтернативні варіанти встановлення на основі довірчих областей для великої півосі еліпса як нормально розподіленої векторної випадкової величини.

Довірчий інтервал для однієї з координат можна встановлювати за критерієм Стьюдента, тобто як:

(4)

Де:

- коефіцієнт Стьюдента для довірчої ймовірності та розміру вибірки n;

- вибіркова дисперсія координати X₁, а по іншій визначати у вигляді:

Де:

- визначається як розв'язок рівняння:

 (5)

Де:

D - довірча область, в яку повинна попадати випадкова величина з довірчою ймовірністю;

а f(X₁,X₂) - двовимірна щільність ймовірності нормально розподіленої векторної величини:

Нарешті, можна встановити довірчу область у вигляді еліпса розсіювання з осями, нахиленими до осей системи координат X₁X₂. Для еліпса, нахиленого до осей системи координат, таким, що кут оцінюється з формули:

(6)

А параметри розподілу вектора в системі координат Xr₁Xr₂ визначаються формулами:

(7)

Задавши ймовірність попадання вектора в довірчу область, можна визначити коефіцієнт:



А потім, розрахувавши на основі (6) та (7) параметри розподілу вектора головної осі.

А також довжини півосей еліпса довірчої області та , побудувати довірчу область. Побудовані граничні профілі мають складну форму, і перевірка виходу фігури Ліссажу за їх межі шляхом аналізу геометричного розташування точок еліпса вібрації є досить складною задачею.

Однак, як уже було визначено при побудові профілів, параметри еліпса фігури Ліссажу не повинні виходити за межі встановлених довірчих областей.

При встановленні для моніторингу верхньої та нижньої меж вібрації одночасно перевірку стану машини для таких профілів слід проводити так:

1. Якщо координати великої напівосі еліпса виміряної вібрації виходять за межі довірчої області (заштрихована подвійною штриховкою), то стан машини не відповідає стану, зв'язаному з граничним профілем;

2. Якщо довжина малої напівосі не попадає у призначений для неї довірчий інтервал, то стан машини не відповідає стану, зв'язаному з граничним профілем.

Для визначення наявності ударних процесів у вузлах машин, як правило, використовують часовий розвиток сигналу. Однак цей спосіб має суттєвий недолік: “викиди” сигналу стають помітними на останніх стадіях розвитку дефектів вузла, отже, рання діагностика є неможливою.

Патент України на корисну модель UA 26927 пропонує спосіб, який дозволяє вирішити цю проблему.

Для аналізу наявності ударних процесів у вузлі машини з однієї виміряної вибірки визначають максимальне та лінійно усереднене значення параметра коливань, наприклад розмаху, пікового або середньоквадратичного значення в діапазоні частот, рівня в октавній, третьоктавній смузі чи амплітуду лінії спектру або спектру обвідної з наступним визначенням різниці або відношення вказаних величин (Max-Lin):

- в лінійному масштабі вимірюваної величини (різниця):

- в лінійному масштабі вимірюваної величини (відношення):

- в логарифмічному масштабі (відношення):

За величинами визначають наявність ударних процесів; проявом ударних процесів є аномальне значення цих величин.

Насамкінець в розділі наведено дві методики діагностики нагнітача 650-21-2, заснованих на результатах теоретичних та практичних досліджень: з використанням розкладу в фігури Ліссажу по порядкам та без нього.

У четвертому розділі представлено створену систему моніторингу та діагностики газоперекачувальних агрегатів компресорного цеху.

При створенні системи моніторингу та діагностики було визначено такі основні завдання:

1. Система повинна повністю відповідати вимогам ГОСТ 30848-2003, ISO 17359:2003 та ISO 13380:2002 (оскільки проводиться робота по гармонізації вітчизняних та міжнародних стандартів, то крім національного використано також і міжнародний нормативний базис);

2. Забезпечити періодичний моніторинг ГПА-25/МН80.02 в цілому (як двигуна ДН-80, так і нагнітача 650-21-2) як за загальними рівнями вібрації згідно ДСТУ 3160-95, ДСТУ 3161-95, СОУ 60.3-30019801-012:2004, так і за спектром вібрації;

3. Забезпечити вимірювання даних для проведення детального аналізу стану машини експертом-діагностом (шляхом використання як спектрального аналізу, так і аналізу орбіти вала);

4. Забезпечити діагностування відцентрового нагнітача 650-21-2.

Як базовий стандарт для побудови ідеології роботи системи моніторингу було прийнято ГОСТ 30848-2003, оскільки він є нормативним документом, що безпосередньо регулює питання побудови систем моніторингу та діагностики на території України. Стандарти ISO 17359:2003 та ISO 13380:2002 було визначено як допоміжні в рамках гармонізації стандартів.

В процесі розробки було проведено:

1. Аудит обладнання - збір загальної інформації про обладнання, джерела його живлення та обслуговуючі системи. На його основі побудовано структуру дерева бази даних підприємства та визначено службову інформацію, що може бути використана для однозначної ідентифікації машин. Крім того, було визначено основні функції обладнання та умови його функціонування;

2. Аудит надійності та критичності. На цьому етапі було визначено взаємозв'язки обладнання та характер їх впливу на надійність роботи компресорної станції в цілому. Аудит надійності та критичності було проведено на основі даних аналітичного огляду “Газпрому”, а також експертного опитування. Оскільки ГПА є критичним для роботи компресорної станції в цілому, а вартість простою ГПА, його заміни та ймовірна вторинна шкода у випадку аварійної зупинки набагато перевищують вартість впровадження системи моніторингу та діагностики, то було прийнято рішення про створення системи моніторингу та діагностики;

3. Аналіз виду, наслідків та критичності відмови. З метою ідентифікації очікуваних несправностей, їх симптомів, і, потенційно, параметрів, вимірюючи які можна судити про наявність чи виникнення дефектів було проведено аналіз виду та наслідків відмови (АВНВ); процедура проведення АВНВ на Україні регламентується ГОСТ 27.310-95. За результатами АВНВ критичними елементами машини слід вважати перш за все підшипники ковзання. Друге та третє місця за критичністю займають ротор та лопатевий апарат компресорів двигуна та нагнітача. Враховуючи критичність згаданих вище елементів ГПА, використання сигналу вібрації, виміряного у відповідних точках, може бути прийнято як база для моніторингу та діагностики стану ГПА. З метою підвищення достовірності визначення стану ГПА, та достовірності діагнозу, така система може бути доповнена моніторингом робочих параметрів машини (тиску газу, температури мастила і т. п.);

4. Вибір методики вимірювання. На основі проведеного аудиту обладнання було вибрано збір даних стаціонарною системою. Оскільки згідно ДСТУ 3161-95 та СОУ 60.3-30019801-012:2004 обов'язковому вимірюванню підлягають: на роторі нагнітача - розмах віброзміщення, а на двигуні - середньоквадратичне значення (СКЗ) віброшвидкості, то як датчики вібрації для нагнітача було вибрано проксиметри (вимірювання проводиться на валу, що обертається), а для двигуна - п'єзоакселерометри (вимірювання проводиться на корпусі двигуна). Для контролю стану опорно-упорного підшипника було додатково встановлено проксиметр осьового зсуву. Значення розрахованих та визначених експериментально нормованих метрологічних характеристик каналів системи показано в табл. 1. Норми вказаних характеристик - за ДСТУ 3161-95 та СОУ 60.3-30019801-012:2004.

Таблиця 1. - Нормовані метрологічні характеристики каналів:

Параметр	Норма	Значення
Канал прискорення
Допустима сумарна відносна похибка каналу (Р = 0,95)	±10%	±7,02%
Нерівномірність АЧХ каналу (20 Гц - 2 кГц)	±5%	±4,18%
Похибка вимірювання частоти спектральних складових	-	0%
Динамічний діапазон каналу	-	57,26 дБ
Канали переміщення та осьового зсуву
Допустима сумарна відносна похибка каналу (Р = 0,95)	±10%	±9,62%
Нерівномірність АЧХ каналу (10 Гц - 1 кГц)	±5%	±4,81%
Похибка вимірювання частоти спектральних складових	-	0%
Динамічний діапазон каналу	-	58,35 дБ

Оскільки створена система є системою прогнозуючого моніторингу та діагностики, періодичність опитування датчиків та реєстрації даних вибрано з міркувань забезпечення мінімально необхідного об'єму даних, необхідних для достовірного відображення стану машини, та мінімального об'єму бази даних (табл. 2).

Таблиця 2. - Інтервали вимірювання та періодичність реєстрації даних:

Подія	Періодичність опитування/реєстрації
Вимірювання (опитування збирачів даних)	15 хв.
Реєстрація даних у зоні D (“Небезпека/Недопустимо”)	15 хв.
Реєстрація даних у зоні C (“Тривога/Потрібне втручання”)	2 год.
Реєстрація даних у зоні B (“Зміна/Допустимо”)	4 год.
Реєстрація даних у зоні A (“Добре” - вібрація, характерна для нових машин після періоду обкатки)	6 год.

Для вимірювання даних при розгоні або вибігу ГПА можливе встановлення особливої конфігурації системи, за якої опитування збирачів та реєстрація даних проводиться раз у хвилину. Враховуючи значний час розгону - вибігу машини, такої періодичності реєстрації достатньо для наступного аналізу виміряних даних;

5. Вибір точок вимірювання. Місця розташування датчиків вібрації вибрано згідно з СОУ 60.3-30019801-012:2004 та ГОСТ ИСО 10816-1-2002 для двигуна та ДСТУ 3161-95, ГОСТ ИСО 7919-1-2002, ГОСТ ИСО 7919-4-2002 для нагнітача відповідно;

6. Встановлення початкових граничних профілів (меж зон вібраційного стану). Вибір початкових граничних профілів для оцінки стану обладнання проведено згідно нормативних документів, що регламентують такі норми для певного класу обладнання, в даному випадку ДСТУ 3160-95, ДСТУ 3161-95 та СОУ 60.3-30019801-012:2004. Для класів даних, які вимірюються додатково до регламентованих стандартами загальних рівнів вібрації, граничні профілі створюють на основі обробки отриманих в процесі експлуатації системи статистичних даних;

7. Проведення вимірювань, діагностики та прогнозу. На даному етапі виконують вимірювання даних згідно встановленої процедури та конфігурації, їх фільтрацію та попередню обробку, порівняння зі встановленими граничними профілями та визначення стану машини. За наявності змін стану машини також проводять побудову тренду зміни стану машини та прогнозування зміни її стану, а також, за необхідності - постановку діагнозу машини та аналіз стану окремих її вузлів. Всі операції, крім побудови тренду і прогнозування стану, а також остаточного визначення діагнозу машини, у побудованій системі моніторингу та діагностики виконуються повністю автоматично згідно заданої користувачем конфігурації. Побудова тренду та прогнозування стану машини, як і постановка діагнозу, виконується на вимогу користувача ССМД КЦ в режимі діалогу з комп'ютером.

Це розподілена система збору даних, спроектована за таким принципом: датчики на кожному з ГПА обслуговує окремий збирач зі своїм буфером даних, дані з якого по запиту поступають на цеховий сервер з цеховою базою даних (БД). При такій структурі системи значно зменшується навантаження на локальну мережу, оскільки дані передаються лише за необхідності. Крім того, розподілена система є більш стійкою, ніж централізована (зі збором даних з усіх ГПА на один сервер-збирач даних), до відмов обладнання. Сервер лінійного управління має уніфіковану з цеховим за форматом базу даних, суттєвою відмінністю якої є менший об'єм вимірюваної інформації (як правило, в БД залишені лише класи загального рівня вібрації або ж за умови запису повних даних з машин зменшено періодичність опитування збирачів до 2-3 на добу) та покриття усіх підпорядкованих управлінню станцій.

Описана система моніторингу та діагностики реалізована у вигляді апаратно-програмного комплексу. Апаратна частина складається зі стандартних компонентів - датчиків вібрації, перетворювачів, комп'ютерів-збирачів даних з платами аналогово-цифрових перетворювачів, аналогових (для сигналу вібрації) та цифрових (для обміну даними між збирачем та сервером - Ethernet) ліній передачі даних, а також цехового сервера, що обслуговує базу даних компресорної станції.

Всі програмні компоненти системи, крім збирача даних з датчиків та служби нотифікації (забезпечують прийом та передачу даних з датчиків і розроблені сторонньою організацією), розроблені особисто здобувачем.

Розроблена структура системи, бази даних та програмне забезпечення забезпечує гнучкість ССМД КЦ та можливість її масштабування до рівня лінійних управлінь, та, в перспективі, до рівня корпорації “Укртрансгаз”.

Побудована система задовольняє всім вимогам діючих на сьогодні в Україні та міжнародних (вперше в Україні) стандартів, а також забезпечує широкі можливості для аналізу виміряних даних. Застосування даної системи може забезпечити вирішення проблем не лише моніторингу стану обладнання, а й діагностики його дефектів, в першу чергу дефектів нагнітача ГПА. За умови правильного встановлення граничних профілів, масштабування системи до рівня лінійних управлінь, а також відповідної перебудови служб постачання та ремонту можливий перехід на обслуговування ГПА за технічним станом.

П'ятий розділ присвячено опису практичного застосування розробленої системи моніторингу та діагностики компресорного цеху, а також опису реалізації методики діагностики нагнітача 650-21-2 за допомогою розробленої системи моніторингу та діагностики. В розділі описано процедуру та наведено встановлені статистично обґрунтовані граничні профілі для вузькосмугових спектрів для ГПА-25/МН80.02, проведено сегментацію спектрів для нагнітача 650-21-2 відповідно до запропонованої в четвертому розділі методики, а також наведено приклади постановки діагнозу для різних дефектів за запропонованими методиками з допомогою створеної ССМД КЦ. Наведені дані підтверджують працездатність методик та ССМД КЦ, можливість та правильність постановки діагнозу за їх допомогою.

Висновки

у дисертації наведено нове вирішення наукової задачі вібраційного контролю технічного стану ГПА.

Також діагностики відцентрового нагнітача, на основі розроблених автором самостійно.

В співавторстві методик діагностики, та алгоритмів, що застосовані в оригінальній системі моніторингу та діагностики.

1. На основі проведеного аналізу сучасного стану систем діагностики встановлено, що:

- Створення інтелектуальних систем діагностики є зараз напрямком, який бурхливо розвивається. Поява сучасних швидкодіючих ЕОМ та розвиток мережевих інформаційних технологій, у поєднанні з технологіями експертних систем і нейромережами дає змогу створювати складні діагностичні системи, які значно полегшують експерту-діагносту постановку діагнозу. Однак, внаслідок низької надійності таких систем та (часто) неможливості раціонального обґрунтування постановки діагнозу, з точки зору забезпечення працездатності системи найбільш доцільним є побудова діагностичної системи з автоматичним принципом дії;

- Перспективним є створення повністю автоматичних систем діагностики, наприклад, для використання на борту літальних апаратів або для діагностики стану відповідального обладнання підприємств.

2. Розроблено математичні та генераційні моделі типових дефектів нагнітача ГПА 650-21-2. Отримано аналітичні формули для сил та моментів, що діють у звичайному підшипнику ковзання з перекосом. Застосування цих формул дозволило виявити діагностичні ознаки дефекту “перекос при установці в підшипнику кочення”. Крім того, отримані формули можуть бути застосовані для аналізу дефектів, які спричиняють перекос у підшипниках, наприклад прогину ротора різного походження, кутової та паралельної неспіввісності опор машини;

3. Розроблено комбінований алгоритм визначення власних частот машини, який дозволяє автоматизувати цю складну для формалізації процедуру, і тим самим значно полегшити підготовку до діагностики;

4. Розроблено алгоритм відкидання аномальних даних, що працює з даними неперіодичного характеру на мали вибірках, і дозволяє значно полегшити аналіз даних при прогнозуванні стану машини;

5. Розроблено новий спосіб аналізу даних вібрації - розклад орбіти вала в фігури Ліссажу, а також запропоновано методики встановлення статистично обґрунтованих граничних профілів для таких даних з метою використання їх для моніторингу стану машини. Новий спосіб дозволяє визначити вклад вібрації на конкретних частотах у орбіту вала, та значно спростити її аналіз, а також покращити якість моніторингу стану машини;

6. Розроблено дві методики діагностики відцентрового нагнітача 650-21-2 (з використанням розклад орбіти вала в фігури Ліссажу та без нього). Застосування вказаних методик дозволяє проводити діагностику нагнітача, використовуючи всі переваги результатів проведених досліджень;

7. На базі вибраної ідеології та проведеного аналізу критичності обладнання КС створено систему моніторингу та діагностики газоперекачувального агрегату ГПА-25/МН80.01. Дана система задовольняє всім вимогам діючих на сьогодні в Україні та (вперше в Україні) міжнародних стандартів, а також забезпечує широкі можливості для аналізу виміряних даних. Застосування розробленої системи (складовою частиною якої є розроблене програмне забезпечення) забезпечує вирішення проблем не лише моніторингу стану обладнання, а й діагностики його дефектів, в першу чергу дефектів нагнітача ГПА. Крім того, за умови правильного встановлення граничних профілів, а також відповідної перебудови служб постачання та ремонту в подальшому можливий перехід на обслуговування ГПА за технічним станом, що дозволить зменшити витрати на ремонт у кілька разів. підшипник технічний вал

СПИСОК ОПУБЛІКОВАНИХ АВТОРОМ ПРАЦЬ ЗА ТЕМОЮ ДИСЕРТАЦІЇ

1. Олійник П.Б. Застосування методів визначення резонансних частот при автоматизації визначення власних частот машини // Наукові вісті НТУУ “КПІ”. - 2005. - №5. - с. 107-111.

2. Іванов С.В., Олійник П.Б. Цифрова обробка даних глибини при проведенні зйомки акваторій судноплавних шляхів. // Вісник ЖДТУ. - 2006. - №2(37) / Технічні науки. - с. 61-65. Запропоновано алгоритм відкидання аномальних даних, застосований у дисертації для відкидання аномальних даних при прогнозуванні стану машини.

3. Петренко В.Є., Лебіга С.А., Олійник П.Б. Метод моніторингу стану обертового обладнання на основі розкладу орбіти вала в фігури Ліссажу по порядкам. //Вісник Інженерної Академії України. - 2007. - №3-4. - с. 199-202. Запропоновано спосіб відображення даних та перший вид граничних профілів для розкладу в фігури Ліссажу по порядкам.

4. Олійник П.Б. Встановлення статистично обґрунтованих граничних профілів для розкладу орбіти вала в фігури Ліссажу по порядкам. // Вісник Інженерної Академії України. - 2007. - №3-4. - с. 178-184.

5. Спосіб контролю стану критичних вузлів машин, що генерують при деградації ударні імпульси: UA 26927, МПК(2006) G01M 13/02; G01M 15/00 / Петренко В.Є., Олійник П.Б., Чердинцев О.О. - u200706210; заявл. 05.06.2007; Опубл. 10.10.2007, Бюл. №16 - 3 с: іл. Спосіб адаптовано до використання для діагностики ГПА-25/МН80.02. Спосіб остаточно сформульовано як об'єкт інтелектуальної власності.

6. Спосіб контролю стану, переважно, роторних машин з підшипниками ковзання та їх компонентів: UA 28204, МПК(2006) G01M 15/00, G01M 13/00 / Петренко В.Є., Олійник П.Б., Лебіга С.А. - u200709355, Заявл. 05.07.2007, Опубл. 26.11.2007, Бюл. №19 - 5 с: іл. Удосконалено методику розрахунку. Запропоновано спосіб відображення даних та перший вид граничних профілів для розкладу в фігури Ліссажу по порядкам (інші види профілів опубліковано в окремій статті).

7. Олійник П.Б. Сучасний стан інтелектуальних систем діагностики / НТУУ “КПІ”. - К., 2005. - 27 с. - Укр. - Деп.. в ДНТБ України 11.07.05, №46 - Ук 2005. - Реф. в: РЖ “Депоновані наукові роботи” - 2005. - №12, №б/о 108.

8. Петренко В.Е., Чердынцев О.А., Олейник П.Б. Программный пакет “Детальный диагностический мониторинг” // Гіротехнології, навігація, керування рухом та конструювання авіаційно-космічної техніки: V міжнародна наукова конференція, Київ, 21-22 квітня 2005 р. - К., 2005. - с. 350-354. Виконано опис структури та функціонування створеного здобувачем програмного забезпечення.

9. Олійник П.Б. Перекос у звичайному підшипнику ковзання обертового обладнання. // Гіротехнології, навігація, керування рухом та конструювання авіаційно-космічної техніки: VI міжнародна наукова конференція, Київ, 26-27 квітня 2007 р. - К., 2007. - с. 196-206.

Размещено на Allbest.ru

...