В ранее приведенной таблице дефектов агрегата (табл.4.1). обращает на себя внимание значительное количество отказов узла насосов (10 отказов). Выявленные дефекты были отнесены к дефектам ГНС - 3 случая, и к дефектам ГНУ - 7 случаев. Общее же количество отказов узла насосов соизмеримо с таким распространенным дефектом, как разрушение камеры сгорания или повышенная вибрация опор двигателя и нагнетателя. Это послужило причиной выполненного нами анализа возникновения дефектов в указанном узле и попытки разработки алгоритмов диагностики данного узла.

Представленные ниже описания разрушений составлены по результатам докладов специалистов ТТГ, принимавших участие в курсах повышения квалификации, проходивших в п. Игрим с 2 по 13 февраля 2004г.

5.2 Разрушение вала ведущей шестерни ГНС

5.2.1 Описание разрушения

При эксплуатации агрегата с нагнетателем, в который была установлена СПЧ производства ОАО НПО "Искра" наблюдались неоднократные случаи разрушения ведущего вала ГНС. Разрушение вала происходило в районе между ведомой шестернею привода ГНС и ведущей шестерней насоса.

Разрушение вала носило ярко выраженный усталостный характер, (см. рис.5.6). Усталостная трещина была расположена асимметрично оси вала. Развитие трещины происходило с поверхности вала. Зона усталости не имеет линий усталости, что указывает на непрерывный характер развития трещины, а темный цвет и цвета побежалости зоны связан с возникновением наклепа металла и возможным воздействием повышенной температуры от выделяемой теплоты при динамических деформациях вала. Большая часть разрушенного сечения светлого фона со следами хрупкого разрушения - зона так называемого долома. Эта зона возникает тогда, когда статические напряжения превышают предел прочности материала, т.е. когда не занятое трещиной сечение недостаточно для передачи крутящего момента, передаваемого валом.

Осмотр редуктора насосов показал, что кроме разрушения вала наблюдается сильный и неравномерный по длине шестерен редуктора износ зубьев и ведущей и ведомых шестерен.

5.2.2 Структурный анализ спектра вибраций

Основные частоты и соотношения, имеющие техническое обоснование:

Частота вращения ротора нагнетателя - 82 Гц (4920 об/мин).

Лопаточная частота нагнетателя - 1558 Гц (19 лопаток).

Частота вращения вала ГНС - 47 Гц (передаточное число 0,567)

Частота вращения вала ГНУ - 50 Гц (передаточное число 0,548)

Зубчиковая частота редуктора блока насосов - 2788 Гц (34 зуба)

Зубчиковая частота шестерни ГНС - 470 Гц (10 зубьев)

Вибрация заднего подшипника нагнетателя

В спектре вибрации в вертикальном направлении наблюдаются оборотная частота (82 гц) - 0,48 мм/с, лопаточная частота (1558 Гц) - 2,3 мм/с, удвоенная лопаточная частота (3116 Гц) - 0,5 мм/с. В спектре колебаний подшипника просматривается зубчиковая частота редуктора блока насосов (2788 Гц) - 0,1 мм/с.

Неопознанными частотами в спектре частот вертикальных колебаний остались частоты 600, 820, 1230 Гц, имеющие незначительные амплитуды (0,1 - 0,16 мм/с), носящие скорее всего газодинамический характер или являющиеся следами собственных колебаний трубопроводов или некоторых других конструктивных элементов. Выяснение характера этих колебаний позволили бы определить контурные вибрационные исследования корпуса нагнетателя, обвязки трубопроводов и фундамента.

В спектре вибрации в поперечно-горизонтальном направлении наблюдаются также оборотная частота (82 гц) - 0,30 мм/с, лопаточная частота (1558 Гц) - 1,85 мм/с, удвоенная лопаточная частота (3116 Гц) - 0,56 мм/с и зубчиковая частота редуктора блока насосов (2788 Гц) - 0,12 мм/с.

Неопознанными частотами в спектре поперечно-горизонтальных колебаний остались частоты 44 и 1860 Гц, носящие так же скорее всего резонансные механический и газодинамический характеры.

В спектре вибрации в продольно-горизонтальном (осевом) направлении преобладают также оборотная, лопаточная и зубчиковая частоты.

Вибрация узла привода насосов.

Для выяснения неисправности насосов хотелось бы предложить использовать еще шесть точек измерения вибрации, как было сделано инженером-диагностом С. Андреевым, работником Ныдинского ЛПУ МГ. Он, задействовав ранее не использовавшиеся 6 точек, получил данные, позволяющие выявить диагностические признаки дефектов в узле насосов.

Точка 15 - ГНУ, вертикаль;

Точка 16 - ГНУ, горизонталь;

Точка 17 - ГНУ, осевая;

Точка 18 - ГНС, вертикаль;

Точка 19 - ГНС, горизонталь;

Точка 20 - ГНС, осевая.

Спектры вибрации, измеренной в перечисленных точках, показаны на (рис. см.5.7.1 - 5.7.6). Спектры получены незадолго до момента разрушения вала ГНС.

Во всех спектрах естественно присутствуют оборотная частота вала нагнетателя (82 гц), лопаточная частота (1558 Гц), т.е. частоты колебаний, характерных для опор нагнетателя. Кроме того в спектрах присутствуют зубчиковая частота редуктора блока насосов (2788 Гц), зубчиковая частота шестерни ГНС - 470 Гц, частоты связанные с этой частотой через передаточные числа редуктора - 260 - 290 Гц. Характерным в спектре колебаний является линейчатый спектр в областях частот, характеризующих указанные зубчиковые частоты. Линейчатый спектр с боковыми составляющими, симметрично расположенными относительно центральной частоты, равной произведению количества зубьев ведущей шестерни на частоту вращения, обозначает наличие модулированных колебаний (см. рис.5.8) в системе редуктора, т.е. колебаний с непостоянной амплитудой или непостоянной частотой [1]. Обычно это вызвано тем, что в редукторе или в насосах имеются причины периодического изменения параметров колебательной системы - либо сопротивления вращающему моменту, либо трения (демпфирования), что соответствует появлению амплитудной модуляции, либо частоты вращения, что сопровождается появлением частотной модуляции. Было также отмечено, что после замены СПЧ, а также после замены разрушенных редукторов привода насосов, исходная вибрация с частотами кратными количеству зубьев ведущей шестерни была существенно ниже, а в процессе эксплуатации повышалась с одновременным ростом боковых частот.

5.2.3 Обоснование диагностических признаков развития дефекта

Наличие в спектре вибрации ЗОН вибраций с частотой, кратной с количеством зубьев ведущей шестерни (см. рис.5.9) указывает, во-первых, на нерасчетную работу редуктора насосов и, во-вторых, на ненормальную работу приводного вала редуктора.

Передачу вибрации со стороны редуктора на вал нагнетателя вообще нельзя считать нормальным явлением для существующей системы привода насосов. Дело в том, что соединение массивного вала нагнетателя с редуктором осуществляется через промежуточный вал со шлицевым соединением. При нормальной работе соединения передача вибраций через шлицевое соединение, как и при использовании карданного вала с шарнирами по концам, в принципе или вообще невозможна, или очень незначительна. Передача вибрационных возмущений возможна только в том случае, если исчерпана возможность шарнирного эффекта шлицевого соединения, т.е. шлицевое соединение защемлено. Происходит это чаще всего при нерасчетной радиальной или угловой расцентровках валов, соединяемых шлицевым соединением.

5.2.4 Объяснение причин развития дефекта

Известно, что нагнетатель указанного типа имел конструктивный дефект, выясненный в процессе наладки - упругий изгиб консоли вала нагнетателя из-за неравномерности усилий от прижимной гайки, которой закрепляется колесо нагнетателя на валу. Отсутствие перпендикулярности между торцевой плоскостью гайки и осью вала приводила к одностороннему растяжению вала и его упругому изгибу.

Предлагаемая схема появления дефекта и развития разрушения состоит в следующем.

Из-за возникшего изгиба консольной части ротора нагнетателя, см. рис, вызванного конструктивными дефектами вала, конец вала нагнетателя совершает прецессионное движение со значительной амплитудой. В результате поворота вала нагнетателя в торцевом сечении происходит защемление промежуточного вала в шлицевых соединениях, как со стороны нагнетателя, так и со стороны ведущей шестерни редуктора. Это приводит к появлению изгибающего момента в промежуточном валу и, как результат этого, к повороту (качанию) плоскости вращения ведущей шестерни. Это, поскольку диаметр зубчатого колеса по диагонали больше диаметра зубчатого колеса в среднем сечении, сопровождается периодическими, с частотой вращения вала нагнетателя, изменениями межосевого расстояние между ведомыми шестернями и, следовательно, приводит к появлению изгибающего момента на ведущих валах насосов. При этом вся деформация вала ведущей шестерни ГНС сосредотачивается на очень коротком участке, что и приводит, по нашему мнению к усталостному разрушению вала ведущей шестерни ГНС.

5.3 Разрушение торсионного вала и узлов ГНУ

5.3.1 Описание разрушения

Неоднократно наблюдались неисправности ГНУ, в частности разрушение подшипников и шлицевой втулки ведущего винта, а также одновременное разрушение торсионного вала, соединяющего ротор нагнетателя и промежуточную шестерню.

После одного из аварийных остановов была произведена разборка ГНУ, и выяснена причина неисправности. Подшипник качения со стороны привода был раскрошен, на шестерне привода ГНУ и ведущей шестерне редуктора были обнаружены дефекты зубьев.

Разрушение торсионного вала имело кольцевой вид. Усталостный характер разрушения вала с симметричным расположением трещины относительно оси обычно говорит о крутильном характере деформации. Таким образом, разрушающими напряжениями были, вероятнее всего, касательные напряжения, вызванные крутильными колебаниями торсионного вала. Разрушение произошло в зоне вблизи соединения торсионного вала с ротором нагнетателя.

5.3.2 Структурный анализ спектра вибраций

Поскольку при анализе причин рассматриваемого дефекта не были представлены спектрограммы измерений, аналогичные тем, которые получил при своих исследованиях С. Андреев, при анализе мы опирались на материалы докладов специалистов, подтверждающих схожесть спектров колебаний с представленными выше. Дополнительной информацией могли быть следующие признаки:

Перед разрушением торсионного вала спектре появилась высокочастотная вибрация, появилась модуляция вибрации с зубчиковой частотой ведущей шестерни редуктора, модуляция вибрации с частотой вращения вала нагнетателя, модуляция вибрации с частотами вращения валов ГНУ и ГНС. Особенностью при этом было малое изменение амплитуд основных частот колебаний и интенсивный рост во времени амплитуд боковых частот.

Такой эффект характерен для частотной модуляции, вызванной неравномерностью вращения валов из-за непостоянного вращающего момента.

5.3.3 Обоснование диагностических признаков развития дефекта

Близость диагностических признаков данного дефекта к диагностическим признакам ранее рассмотренного указывает на схожесть если не на полную идентичность начальных причин, вызывающих развитие дефекта - защемление торсионного вала в шлицевых втулках вала нагнетателя и ведущей шестерни редуктора. Только в данном случае развитие дефекта идет по пути разрушения подшипников ГНУ и появления дефектов на ведущем винте ГНУ. При разрушении подшипника появляется повышенный уровень вибрации, "зашумление" спектра колебаний, появление высокочастотных механических колебаний (2-60 кГц) часто связанных с радиальными резонансами подшипников.

Естественно, разрушение подшипника и появление дефектов на ведущем винте ГНУ влечет за собой неравномерное движение вала, и как следствие шестерни привода ГНУ, связанной с промежуточной шестерней. Эти разрушения приводят к периодическому изменению параметров колебательной системы: сопротивлению вращающему моменту и частоты вращения. Это сопровождается появлением динамических касательных напряжений на торсионном валу с частотой вращения вала ГНУ.

При значительных крутильных колебаний и длительной эксплуатации в таких условиях очевидно и происходит развитие кольцевых трещин в торсионном валу.

5.4 Диагностика дефектов узла насосов