RU2654306C1 - Method of controlling technical condition of the car - Google Patents

Method of controlling technical condition of the car Download PDF

Info

Publication number
RU2654306C1
RU2654306C1 RU2017117330A RU2017117330A RU2654306C1 RU 2654306 C1 RU2654306 C1 RU 2654306C1 RU 2017117330 A RU2017117330 A RU 2017117330A RU 2017117330 A RU2017117330 A RU 2017117330A RU 2654306 C1 RU2654306 C1 RU 2654306C1
Authority
RU
Russia
Prior art keywords
parameters
defects
vibration
spectra
natural
Prior art date
Application number
RU2017117330A
Other languages
Russian (ru)
Inventor
Николай Александрович Захаров
Анатолий Анатольевич Решетов
Original Assignee
Анатолий Анатольевич Решетов
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Анатолий Анатольевич Решетов filed Critical Анатолий Анатольевич Решетов
Priority to RU2017117330A priority Critical patent/RU2654306C1/en
Application granted granted Critical
Publication of RU2654306C1 publication Critical patent/RU2654306C1/en

Links

Images

Classifications

    • G—PHYSICS
    • G01—MEASURING; TESTING
    • G01N—INVESTIGATING OR ANALYSING MATERIALS BY DETERMINING THEIR CHEMICAL OR PHYSICAL PROPERTIES
    • G01N19/00—Investigating materials by mechanical methods
    • G01N19/08—Detecting presence of flaws or irregularities
    • G—PHYSICS
    • G01—MEASURING; TESTING
    • G01M—TESTING STATIC OR DYNAMIC BALANCE OF MACHINES OR STRUCTURES; TESTING OF STRUCTURES OR APPARATUS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • G01M15/00—Testing of engines

Landscapes

  • Physics & Mathematics (AREA)
  • General Physics & Mathematics (AREA)
  • Health & Medical Sciences (AREA)
  • Life Sciences & Earth Sciences (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Analytical Chemistry (AREA)
  • Biochemistry (AREA)
  • General Health & Medical Sciences (AREA)
  • Immunology (AREA)
  • Pathology (AREA)
  • Testing Of Devices, Machine Parts, Or Other Structures Thereof (AREA)

Abstract

FIELD: defectoscopy.
SUBSTANCE: invention relates to non-destructive testing of elastic solids by acoustic methods, namely to methods of monitoring the technical state of machines (power mechanical equipment), and can be used for diagnostics of mainly all types of rotating power-mechanical equipment, including gas-pumping units, turbo-aggregates, pumps, compressors, fans, transmissions driven by an electric motor, an internal combustion engine, etc. In the method of monitoring the technical condition of a machine, a machine operating under load measures the parameters of natural oscillations of its structural elements, judging by the presence of natural oscillations about the appearance of defects. In this case, the parameters of polyharmonic oscillations of the structural elements of the machine are measured, on the constructive data of the product and its kinematic scheme produce a mathematical model of rotating equipment through a computer program, calculate the natural frequencies of the torsional oscillations of the shaft line and the parameters of their description (energy forms, kinetic and potential energy spectra). Then periodically compute the calculated parameters of natural frequencies with experimental information (vibration spectra) based on the parameters of polyharmonic oscillations and failure statistics, by the presence of natural oscillation frequencies in the experimental vibration spectra, the fact of the appearance of defects in the structure is fixed. By the combination of the experimental levels of the spectral components of vibration and the calculated levels of energy capacity of parts in the energy forms and spectra of kinetic and potential energies of the machine receive the result of the object's control as a kind of its technical state with indication of the location, type and causes of the defects.
EFFECT: establishment the fact of the presence of defects and the determination of their location with an accuracy to the next communication node in structurally complex systems; ensuring early detection of defects, their type and causes of occurrence by simplifying the allocation of the vibration signal due to the presence of a malfunction, determination of the most probable places of occurrence of defects at natural frequencies of oscillations of structural elements of machines related to structurally complex systems.
1 cl, 11 dwg, 3 tbl

Description

Изобретение относится к неразрушающему контролю упругих твердых тел акустическими методами, а именно, к способам контроля технического состояния машин (энергомеханического оборудования). И может быть использовано для диагностики преимущественно всех типов вращающегося энергомеханического оборудования, в том числе газоперекачивающих агрегатов, турбоагрегатов, насосов, компрессоров, вентиляторов, трансмиссий с приводом от электрического двигателя, двигателя внутреннего сгорания и т. д.The invention relates to non-destructive testing of elastic solids by acoustic methods, and in particular, to methods for monitoring the technical condition of machines (power-mechanical equipment). And it can be used to diagnose mainly all types of rotating energy-mechanical equipment, including gas pumping units, turbine units, pumps, compressors, fans, transmissions driven by an electric motor, internal combustion engine, etc.

Дефекты конструктивных частей (муфт, зубчатых передач, валов, лопаток и других), несущих технологическую нагрузку, являются частой причиной аварийных остановов и простоя вращающегося энергомеханического оборудования.Defects of structural parts (couplings, gears, shafts, vanes and others) that carry a technological load are a frequent cause of emergency stops and downtime of rotating power-mechanical equipment.

На начальных этапах развития эти дефекты приводят к появлению виброударных процессов из-за механических причин, связанных с параметрами крутильных колебаний. Затем происходит разрушение деталей конструкции с потерей работоспособности энергомеханического оборудования. Например, возникновение дефекта зацепления (задевания) зубьев зубчатой передачи (муфты) приводит к возбуждению угловой вибрации упругой системы валопровода газоперекачивающего агрегата (ГПА). Прежде всего, разрушаются детали валопровода, чувствительные к параметрам околорезонансных крутильных колебаний. Нарушается работоспособность ГПА и агрегат аварийно останавливается штатными противоаварийными защитами (например, по значительному снижению давления масла в системе маслоснабжения ГПА из-за разрушения деталей насоса гидросистемы) либо параметры аварийной и предупредительной сигнализации штатных систем автоматического управления (САУ) ГПА (по линейной вибрации, давлению, температуре) находятся в допустимых пределах и повреждения деталей выявляются при плановых ремонтах ГПА. Эти обстоятельства делают актуальной проблему диагностики зарождающихся дефектов деталей энергомеханического оборудования по параметрам крутильных колебаний.At the initial stages of development, these defects lead to the appearance of vibration-shock processes due to mechanical reasons associated with the parameters of torsional vibrations. Then, the structural parts are destroyed with the loss of operability of the energy-mechanical equipment. For example, the occurrence of a defect in the engagement (grazing) of the teeth of the gear transmission (clutch) leads to the excitation of angular vibration of the elastic system of the shaft of the gas pumping unit (GPU). First of all, shafting parts that are sensitive to the parameters of near-resonant torsional vibrations are destroyed. The GPU’s performance is impaired and the unit is accidentally stopped by standard emergency protection (for example, by significantly reducing the oil pressure in the GPU oil supply system due to the destruction of the hydraulic pump parts) or the emergency and warning alarm parameters of the GPU standard automatic control systems (ACS) (by linear vibration, pressure , temperature) are within acceptable limits and damage to parts is detected during scheduled repairs of the gas compressor unit. These circumstances make urgent the problem of diagnosing incipient defects in parts of power-mechanical equipment by the parameters of torsional vibrations.

Известен способ обнаружения дефектов в материале упругой конструкции (RU2190207С2, опубликовано 27.09.2002). По данному способу повышение надежности обнаружения дефекта достигается за счет того, что возбуждают колебания эталонной и исследуемой конструкции и выбирают несколько форм колебаний. Для выбранных форм колебаний расчетно-экспериментальным методом определяют эквивалентные массы конструкций, соответствующие точке наблюдения, которую выбирают вблизи узловой линии или узловой точки. О возникновении дефекта судят по разности значений эквивалентных масс для эталонной и исследуемой конструкции. Для выбранных форм колебаний дополнительно определяют несколько эквивалентных масс эталонной и исследуемой конструкций в точках наблюдения, которые выбирают вблизи наиболее вероятных мест возникновения дефекта, а место его возникновения определяют по наибольшей разности значений эквивалентных масс эталонной и исследуемой конструкций из числа дополнительно определенных. Наиболее вероятные места возникновения дефекта определяют, например, при помощи пакета прикладных программ ANSYS численными расчетами напряжений в различных точках конструкции, возникающих при ее работе (ANSYS [электронный ресурс]. – URL: http://www.ansys.com (дата обращения 10.05.2017); Басов К. А. ANSYS для конструкторов. – М.: ДМК Пресс, 2009. – С. 248). В качестве наиболее вероятных точек возникновения дефекта принимаются те точки, в которых напряжения максимальны.A known method for detecting defects in an elastic construction material (RU2190207C2, published September 27, 2002). According to this method, improving the reliability of detection of a defect is achieved due to the fact that excite the oscillations of the reference and the investigated design and select several forms of vibration. For the selected vibration modes, the equivalent masses of structures corresponding to the observation point, which is chosen near the nodal line or nodal point, are determined by the calculation-experimental method. The occurrence of a defect is judged by the difference in the values of the equivalent masses for the reference and investigated designs. For the chosen modes of vibration, several equivalent masses of the reference and studied structures are additionally determined at the observation points, which are chosen near the most probable places of the defect to occur, and the place of its occurrence is determined by the largest difference in the equivalent masses of the reference and studied structures from among the additionally determined ones. The most probable places of occurrence of a defect are determined, for example, using the ANSYS application package by numerical calculations of stresses at various points of the structure that arise during its operation (ANSYS [electronic resource]. - URL: http://www.ansys.com (accessed date 10.05 .2017); Basov K.A. ANSYS for designers. - M.: DMK Press, 2009. - P. 248). The most probable points of occurrence of the defect are those points at which the stresses are maximum.

Недостаток аналога-способа в том, что необходимо применение трудоемких операций:The disadvantage of the analogue method is that it is necessary to use labor-intensive operations:

- для выбранных форм колебаний расчетно-экспериментальным методом определяются эквивалентные массы конструкций;- for the selected vibration modes, the equivalent mass of the structures is determined by the calculation-experimental method;

- в целях определения наиболее вероятных мест возникновения дефекта применяется мощный конечно-элементный пакет прикладных программ ANSYS для моделирования вынужденных колебаний.- in order to determine the most probable places of occurrence of the defect, a powerful finite-element application package ANSYS is used to simulate forced oscillations.

Также в аналоге-способе не раскрыта технология выбора нужных форм колебаний конструкций для их последующего анализа. Also, in the analogue method, the technology for selecting the desired vibration modes of the structures for their subsequent analysis has not been disclosed.

В других известных способах контроля технического состояния энергомеханического оборудования (Неразрушающий контроль: справ.: В 8 т. / Под общ. ред. В. В. Клюева. – М.: Машиностроение, 2003–2005; Решетов А.А. Неразрушающий контроль и техническая диагностика энергетических объектов: учеб. пособие / А.А. Решетов, А.К. Аракелян; под ред. проф. А.К. Аракеляна. Чебоксары: Изд-во Чуваш. ун-та, 2010. – 470 с.; Соколова А. Г., Балицкий Ф. Я., Долаберидзе Г. В. и др. Вибромониторинг состояния газотурбинного двигателя ДГ-90 по данным многомерного дискриминантного анализа // Вестник научно-технического развития. Национальная технологическая группа. – 2011. – № 2 (42). – С. 47–56) требуется глубокое применение методов корреляционного и регрессионного анализа из-за того, что параметры вибрационного сигнала зависят от значительного количества факторов. In other well-known methods for monitoring the technical condition of energy-mechanical equipment (Non-Destructive Testing: Ref .: 8 vol. / Under the general editorship of V.V. Klyuyev. - M.: Mechanical Engineering, 2003–2005; A. Reshetov Non-Destructive Testing and technical diagnostics of energy facilities: textbook / A.A. Reshetov, A.K. Arakelyan; edited by prof.A.K. Arakelyan, Cheboksary: Publishing House of Chuvash University, 2010. - 470 p .; Sokolova A.G., Balitsky F. Ya., Dolaberidze G.V. et al. Vibromonitoring of the state of a DG-90 gas turbine engine according to multivariate discriminant analysis // estnik technological development National Technology Group -.. 2011. - № 2 (42) - pp. 47-56) requires a thorough application of the methods of correlation and regression analysis due to the fact that the vibration signal parameters dependent on a significant number of factors.

Наиболее близким аналогом, принятым за прототип, является способ контроля технического состояния электрической машины (RU2304837C2, опубликовано 20.08.2007 г.), где на электрической машине, работающей под нагрузкой, измеряют параметры собственных колебаний ее конструктивных элементов и по наличию собственных колебаний на частотах, не обладающих свойством кратности по отношению к частотам основных вынуждающих сил, судят о появлении дефектов и их виде. Для повышения достоверности диагностирования и распознавания дефектов измерения проводят в различных режимах нагрузки.The closest analogue adopted for the prototype is a method for monitoring the technical condition of an electric machine (RU2304837C2, published on 08.20.2007), where the parameters of natural vibrations of its structural elements and the presence of natural vibrations at frequencies are measured on an electric machine operating under load, not having the property of multiplicity with respect to the frequencies of the main coercive forces, they judge the appearance of defects and their form. To increase the reliability of diagnosis and recognition of defects, measurements are carried out in various load conditions.

Недостатки прототипа заключаются в следующем:The disadvantages of the prototype are as follows:

- значительные экономические затраты на поиск дефектов в структурно-сложных системах;- significant economic costs for the search for defects in structurally complex systems;

- отсутствие возможности определения месторасположения дефектов с точностью до следующего узла связи в структурно-сложных системах;- the lack of the ability to determine the location of defects up to the next communication node in structurally complex systems;

- отсутствие возможности раннего выявления дефектов путем упрощения выделения вибрационного сигнала, обусловленного наличием неисправности;- the lack of early detection of defects by simplifying the allocation of the vibration signal due to the presence of a malfunction;

- в невозможности определения наиболее вероятных мест возникновения дефекта на собственных частотах колебаний конструктивных элементов машин, относящихся к структурно-сложным системам.- the impossibility of determining the most likely places of occurrence of a defect at the natural frequencies of vibrations of the structural elements of machines related to structurally complex systems.

Технический результат применения предлагаемого изобретения заключаются в следующем:The technical result of the application of the invention are as follows:

- уменьшение экономических затрат на поиск дефектов в структурно-сложных системах;- reduction of economic costs for the search for defects in structurally complex systems;

- установление факта наличия дефектов, определение их места расположения
с точностью до следующего узла связи в структурно-сложных системах;- establishing the fact of the presence of defects, determining their location
up to the next communication node in structurally complex systems;

- обеспечение раннего выявления дефектов, их типа и причин возникновения путем упрощения выделения вибрационного сигнала, обусловленного наличием неисправности;- ensuring early detection of defects, their type and causes by simplifying the allocation of the vibration signal due to the presence of a malfunction;

- определение наиболее вероятных мест возникновения дефектов на собственных частотах колебаний конструктивных элементов машин, относящихся к структурно-сложным системам.- determination of the most probable places of occurrence of defects at natural frequencies of vibration of structural elements of machines related to structurally complex systems.

Технический результат предлагаемого изобретения достигается тем, что в способе контроля технического состояния машины, на машине, работающей под нагрузкой, измеряют параметры собственных колебаний ее конструктивных элементов, по наличию собственных колебаний судят о появлении дефектов, отличающийся тем, что измеряют параметры полигармонических колебаний конструктивных элементов машины, по конструктивным данным изделия и его кинематической схеме производят построение математической модели вращающегося оборудования посредством компьютерной программы, выполняют расчет собственных частот крутильных колебаний валопровода и параметров их описания (энергетических форм, спектров кинетических и потенциальных энергий), периодически сопоставляют расчетные параметры собственных частот с экспериментальной информацией (спектрами вибрации) на основе параметров полигармонических колебаний и статистики отказов, по наличию собственных частот колебаний в экспериментальных спектрах вибрации фиксируют факт появления дефектов в конструкции, по совокупности экспериментальных уровней спектральных составляющих вибрации и расчетных уровней энергоемкости деталей в энергетических формах и спектрах кинетических и потенциальных энергий машины получают результат контроля объекта как вид его технического состояния с указанием места расположения, типа и причин возникновения дефектов (Решетов А.А., Захаров Н.А. Программно-техническое средство повышения эффективности вибродиагностического контроля энергомеханического оборудования: Свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ от 09.01.2014 № 2014610101. – М., 2014.; Решетов А.А., Захаров Н.А., Артемьев И.Т. Технология повышения эффективности диагностирования технического состояния газоперекачивающих агрегатов // Вестник Чуваш. ун-та. – Чебоксары: Изд-во Чуваш. ун-та, 2015. № 3. – С. 186–192).The technical result of the invention is achieved by the fact that in the method of monitoring the technical condition of the machine, on a machine running under load, the parameters of the natural vibrations of its structural elements are measured, the presence of natural vibrations is judged on the occurrence of defects, characterized in that the parameters of polyharmonic vibrations of the structural elements of the machine are measured , according to the structural data of the product and its kinematic scheme, a mathematical model of the rotating equipment is constructed by means of a computer program, calculate the natural frequencies of torsional vibrations of the shaft line and the parameters of their description (energy forms, spectra of kinetic and potential energies), periodically compare the calculated parameters of natural frequencies with experimental information (vibration spectra) based on the parameters of polyharmonic oscillations and failure statistics, according to the presence of natural vibration frequencies in experimental vibrational spectra record the fact of the appearance of defects in the structure, according to the set of exp The experimental levels of the spectral components of vibration and the calculated energy levels of the parts in the energy forms and spectra of the kinetic and potential energies of the machine receive the result of monitoring the object as a type of its technical condition with an indication of the location, type and causes of defects (Reshetov A.A., Zakharov N.A. . Software and hardware for improving the efficiency of vibration-diagnostic control of energy-mechanical equipment: Certificate of state registration of computer programs dated 01.09.2014 No. 2014610101. - M., 2014 .; Reshetov A.A., Zakharov N.A., Artemyev I.T. Technology for improving the efficiency of diagnosing the technical condition of gas pumping units // Bulletin of Chuvash. un-that. - Cheboksary: Publishing house of Chuvash. University, 2015. No. 3. - S. 186–192).

Данный способ отличается тем, что используют расчетные параметры описания собственных частот крутильных колебаний валопровода машины (энергетические формы, спектры кинетических и потенциальных энергий), приборные измерения параметров полигармонических колебаний повторяют через каждые 600 часов машинного времени и измерения проводят в различных режимах (пуска, нагрузки, выбега). This method is characterized in that the calculated parameters are used to describe the natural frequencies of torsional vibrations of the machine shaft (energy forms, spectra of kinetic and potential energies), the instrument measurements of the parameters of polyharmonic oscillations are repeated every 600 hours of machine time, and the measurements are carried out in various modes (start, load, coasting).

Для достижения технического результата предлагаемого изобретения введены и применены новые параметры описания диагностических признаков зарождающихся повреждений (собственных частот) – параметры энергетических форм и энергетических спектров собственных колебаний структурно-сложных систем со значительным количеством степеней свободы, позволяющие предсказать зарождение дефектов (ранжировать риски повреждения деталей энергомеханического оборудования в резонансных и околорезонансных режимах). To achieve the technical result of the present invention, new parameters have been introduced and used to describe the diagnostic signs of incipient damage (natural frequencies) —parameters of energy forms and energy spectra of natural vibrations of structurally complex systems with a significant number of degrees of freedom, which allow predicting the onset of defects (ranking the risks of damage to parts of power-mechanical equipment in resonance and near-resonance modes).

На фиг. 1 – показана кинематическая схема газоперекачивающего агрегата ЭГПА-12500 с гидродинамической муфтой (ГДМ) типа R18K480MINV фирмы Voith Turbo, Германия, где приняты следующие обозначения: 1 ÷ 13 – подшипники скольжения;
14 – ротор электродвигателя СТД-12500; 15 – зубчатая муфта

Figure 00000001
=54 сочленения ротора электродвигателя СТД-12500 и вала-колеса (16)
Figure 00000002
=88 мультипликатора;
17 – вал-шестерня
Figure 00000003
=51 мультипликатора; 18 – рабочее (насосное) колесо ГДМ
Figure 00000004
=49; 19 – рабочее (турбинное) колесо ГДМ
Figure 00000005
=48; 20 – зубчатая муфта
Figure 00000006
=56 сочленения вторичного вала ГДМ и ротора ЦБН; 21 – рабочее колесо 1-й ступени ЦБН Н-235-21-1
Figure 00000007
=14; 22 – рабочее колесо 2-й ступени ЦБН Н-235-21-1
Figure 00000008
=14; 23 – думмис; 24 и 25 – цилиндрические шестерни
Figure 00000009
=78 и
Figure 00000010
=79; 26 и 27 – конические шестерни
Figure 00000011
=33 и
Figure 00000012
=33; 28 – малое зубчатое колесо
Figure 00000013
=14; 29 – планетарная шестерня
Figure 00000014
=11 (3 шт.); 30 – рабочее колесо
Figure 00000015
=11 лопастного насоса.In FIG. 1 - shows the kinematic diagram of a gas-pumping unit EGPA-12500 with a hydrodynamic coupling (GDM) of type R18K480MINV from Voith Turbo, Germany, where the following notation is used: 1 ÷ 13 - plain bearings;
14 - rotor of an electric motor STD-12500; 15 - gear clutch
Figure 00000001
 = 54 joints of the rotor of the electric motor STD-12500 and shaft-wheels (16)
Figure 00000002
 = 88 multiplier;
17 - gear shaft
Figure 00000003
 = 51 multiplier; 18 - working (pumping) wheel
Figure 00000004
 = 49; 19 - working (turbine) wheel
Figure 00000005
 = 48; 20 - gear clutch
Figure 00000006
 = 56 articulation of the secondary shaft of the pulp mill and the rotor of the pulp and paper mill; 21 - impeller of the 1st stage of the pulp and paper mill Н-235-21-1
Figure 00000007
 = 14; 22 - impeller of the 2nd stage of the Central Bank N-235-21-1
Figure 00000008
 = 14; 23 - dummis; 24 and 25 - spur gears
Figure 00000009
 = 78 and
Figure 00000010
 = 79; 26 and 27 - bevel gears
Figure 00000011
 = 33 and
Figure 00000012
 = 33; 28 - small gear
Figure 00000013
 = 14; 29 - planetary gear
Figure 00000014
 = 11 (3 pcs.); 30 - impeller
Figure 00000015
 = 11 vane pump.

На фиг. 2 – показана модель крутильных колебаний валопровода ЭГПА-12500 с ГДМ, где приняты следующие обозначения: Jm и Сk – осевые моменты инерции сосредоточенных m-х масс (деталей) и жесткости при кручении k-х участков валов; ГЭД – главный электрический двигатель; ЗМ – зубчатая муфта; МП – мультипликатор; 6 – вал-колесо

Figure 00000002
=88 мультипликатора; 7 – вал-шестерня
Figure 00000003
=51 мультипликатора; 8 – рабочее (насосное) колесо ГДМ
Figure 00000004
=49; 9 и 10 – цилиндрические шестерни
Figure 00000009
=78 и
Figure 00000010
=79; 11 и 12 – конические шестерни
Figure 00000011
=33 и
Figure 00000012
=33; 13, 14 и 15 – инерционные массы вала насоса; 16 – шестеренчатый насос жидкой смазки; 17 – рабочее колесо
Figure 00000015
=11 лопастного насоса рабочего масла; М1 ÷ М5, М8, М16, М17 – моменты, воздействующие на ротор ГЭД, зубчатую муфту, рабочее (насосное) колесо ГДМ, насосы ГДМ (моменты, возбуждающие крутильные колебания); Мс1, Мс8, Мс16, Мс17 – моменты, демпфирующие крутильные колебания (моменты сопротивления).  In FIG. 2 - shows the model of torsional vibrations of the EGPA-12500 shafting with a hydraulic module, where the following designations are accepted: Jm and Ck - axial moments of inertia of concentrated m-x masses (parts) and rigidity during torsion of k-th shaft sections; GED - the main electric motor; ЗМ - gear coupling; MP - multiplier; 6 - shaft-wheel
Figure 00000002
= 88 multiplier; 7 - gear shaft
Figure 00000003
= 51 multiplier; 8 - working (pumping) wheel
Figure 00000004
= 49; 9 and 10 - spur gears
Figure 00000009
= 78 and
Figure 00000010
= 79; 11 and 12 - bevel gears
Figure 00000011
= 33 and
Figure 00000012
= 33; 13, 14 and 15 - inertial masses of the pump shaft; 16 - gear pump fluid lubrication; 17 - the impeller
Figure 00000015
= 11 vane pump of working oil; Mone ÷ M5, M8, M16, M17- moments acting on the rotor of the EDL, gear coupling, working (pumping) wheel of the hydraulic machine tools, pumps of the hydraulic machine tools (moments exciting torsional vibrations); Ms1, Mc8, Ms16, Ms17- moments damping torsional vibrations (moments of resistance).

На фиг. 3 – показаны энергетические формы крутильных колебаний валопровода ГПА (формы относительных кинетических энергий инерционных деталей), где приняты следующие обозначения: Tm2 и T2 – максимальное значение кинетической энергии m-й инерционной массы и всей системы при собственных колебаниях с частотой f2=258,02 Гц; qm2 – обобщенная координата m-й детали валопровода на 2-й форме собственных колебаний при f2=258,02 Гц. In FIG. 3 - shows the energy forms of torsional vibrations of the GPA shafting (forms of relative kinetic energies of inertial parts), where the following notation is accepted: Tm2and T2Is the maximum value of the kinetic energy of the mth inertial mass and the entire system with natural vibrations with a frequency f2= 258.02 Hz; qm2Is the generalized coordinate of the mth shaft line parts on the 2nd form of natural vibrations at f2= 258.02 Hz.

На фиг. 4 – показаны энергетические формы крутильных колебаний валопровода ГПА (формы относительных потенциальных энергий упругих деталей), где приняты следующие обозначения: Wk2 и W2 – максимальные значения потенциальных энергий k-го участка и всей системы при собственных колебаниях с частотой f2=258,02 Гц; k2 – номер k-го упругого участка валопровода на 2-й форме собственных колебаний при f2=258,02 Гц. In FIG. 4 - shows the energy forms of torsional vibrations of the GPA shafting (forms of relative potential energies of elastic parts), where the following notation is used: W k2 and W 2 are the maximum values of the potential energies of the k-th section and the entire system with natural vibrations with a frequency f 2 = 258, 02 Hz; k 2 is the number of the kth elastic section of the shaft line on the 2nd form of natural vibrations at f 2 = 258.02 Hz.

На фиг. 5 – показаны энергетические формы крутильных колебаний валопровода ГПА (формы относительных кинетических энергий инерционных деталей), где приняты следующие обозначения: Tm4 и T4 – максимальное значение кинетической энергии m-й инерционной массы и всей системы при собственных колебаниях с частотой f4=392,53 Гц; qm4 – обобщенная координата m-й детали валопровода на 4-й форме собственных колебаний при f4=392,53 Гц. In FIG. 5 - shows the energy forms of torsional vibrations of the GPA shafting (forms of relative kinetic energies of inertial parts), where the following notation is accepted: Tm4and TfourIs the maximum value of the kinetic energy of the mth inertial mass and the entire system with natural vibrations with a frequency ffour= 392.53 Hz; qm4Is the generalized coordinate of the mth shaft line parts on the 4th form of natural vibrations at ffour= 392.53 Hz.

На фиг. 6 – показаны энергетические формы крутильных колебаний валопровода ГПА (формы относительных потенциальных энергий упругих деталей), где приняты следующие обозначения: Wk4 и W4 – максимальные значения потенциальных энергий k-го участка и всей системы при собственных колебаниях с частотой f4=392,53 Гц; k4 – номер k-го упругого участка валопровода на 4-й форме собственных колебаний при f4=392,53 Гц. In FIG. 6 - shows the energy forms of torsional vibrations of the GPA shafting (forms of the relative potential energies of elastic parts), where the following notation is used: W k4 and W 4 are the maximum values of the potential energies of the kth section and the entire system with natural vibrations with a frequency f 4 = 392, 53 Hz; k 4 is the number of the k-th elastic section of the shaft line on the 4th form of natural vibrations at f 4 = 392.53 Hz.

На фиг. 7 – показаны энергетические формы крутильных колебаний валопровода ГПА (формы относительных кинетических энергий инерционных деталей), где приняты следующие обозначения: Tm5 и T5 – максимальное значение кинетической энергии m-й инерционной массы и всей системы при собственных колебаниях с частотой f5=611,75 Гц; qm5 – обобщенная координата m-й детали валопровода на 5-й форме собственных колебаний при f5=611,75 Гц. In FIG. 7 - shows the energy forms of torsional vibrations of the GPA shafting (forms of relative kinetic energies of inertial parts), where the following notation is accepted: Tm5and T5Is the maximum value of the kinetic energy of the mth inertial mass and the entire system with natural vibrations with a frequency f5= 611.75 Hz; qm5Is the generalized coordinate of the mth shaft line parts on the 5th form of natural vibrations at f5= 611.75 Hz.

На фиг. 8 – показаны энергетические формы крутильных колебаний валопровода ГПА (формы относительных потенциальных энергий упругих деталей), где приняты следующие обозначения: Wk5 и W5 – максимальные значения потенциальных энергий k-го участка и всей системы при собственных колебаниях с частотой f5=392,53 Гц; k5 – номер k-го упругого участка валопровода на 5-й форме собственных колебаний при f5=611,75 Гц. In FIG. 8 - shows the energy forms of torsional vibrations of the GPA shafting (forms of relative potential energies of elastic parts), where the following notation is used: W k5 and W 5 are the maximum values of the potential energies of the k-th section and the entire system with natural vibrations with a frequency f 5 = 392, 53 Hz; k 5 is the number of the kth elastic section of the shaft line on the 5th form of natural vibrations at f 5 = 611.75 Hz.

На фиг. 9 – показан прямой спектр вибрации корпуса подшипника гидромуфты ЭГПА без дефекта зацепления (задевания) зубьев зубчатой муфты z1 = 54 ГПА (станционный № 1) (опорный подшипник приводного вала ГДМ, точка контроля № 3, осевое направление), где приняты следующие обозначения: V – амплитуда СКЗ виброскорости корпуса ГПА в м/с; f – частота в Гц.In FIG. 9 - shows the direct vibration spectrum of the EGPA fluid coupling bearing housing without defect of engagement (grazing) of the teeth of the gear clutch z 1 = 54 GPA (station No. 1) (thrust bearing of the drive shaft of the hydraulic drive, control point No. 3, axial direction), where the following designations are adopted: V is the amplitude of the RMS vibration velocity of the GPU body in m / s; f is the frequency in Hz.

На фиг. 10 – показан прямой спектр вибрации корпуса подшипника гидромуфты ЭГПА с дефектом зацепления (задевания) зубьев зубчатой муфты z1 = 54 ГПА (станционный № 7) (опорный подшипник приводного вала ГДМ, точка контроля № 3, осевое направление), где приняты следующие обозначения: V – амплитуда СКЗ виброскорости корпуса ГПА в м/с; f – частота в Гц;

Figure 00000016
= 1,72 мм/с – амплитуда СКЗ виброскорости корпуса подшипника ГПА в осевом направлении, мм/с, в диапазоне частот 10 ÷ 1 500 Гц. In FIG. 10 - shows the direct vibration spectrum of the EGPA fluid coupling bearing housing with a defective engagement (grazing) of the teeth of the gear clutch z 1 = 54 GPA (station No. 7) (thrust bearing of the drive shaft of the hydraulic drive, control point No. 3, axial direction), where the following designations are adopted: V is the amplitude of the RMS vibration velocity of the GPU body in m / s; f is the frequency in Hz;
Figure 00000016
 = 1.72 mm / s - the amplitude of the RMS vibration velocity of the HPA bearing housing in the axial direction, mm / s, in the frequency range 10 ÷ 1,500 Hz.

На фиг. 11 – показаны прямые спектры вибрации корпуса подшипника гидромуфты ЭГПА с дефектом зацепления (задевания) зубьев зубчатой муфты z1 = 54 ГПА (станционный № 7) (опорный подшипник приводного вала ГДМ, точка контроля № 3, осевое направление), где приняты следующие обозначения: V – амплитуда СКЗ виброскорости корпуса ГПА в м/с; f – частота в Гц;

Figure 00000016
= 3,03 мм/с – амплитуда СКЗ виброскорости корпуса подшипника ГПА в осевом направлении, мм/с, в диапазоне частот 10 ÷ 1 500 Гц.In FIG. 11 - shows the direct vibration spectra of the EGPA fluid coupling bearing housing with a defect of engagement (grazing) of the teeth of the gear coupling z 1 = 54 GPA (station No. 7) (thrust bearing of the drive shaft of the hydraulic drive, control point No. 3, axial direction), where the following notation is used: V is the amplitude of the RMS vibration velocity of the GPU body in m / s; f is the frequency in Hz;
Figure 00000016
 = 3.03 mm / s - the amplitude of the RMS vibration velocity of the HPA bearing housing in the axial direction, mm / s, in the frequency range 10 ÷ 1,500 Hz.

Заявляемый способ осуществляется, например, на ГПА типа ЭГПА-12500 с центробежным нагнетателем ЦБН Н-235-21-1 и гидродинамической муфтой (ГДМ) типа R18K480MINV фирмы Voith Turbo (Германия) со следующими техническими характеристиками (фиг. 1): The inventive method is carried out, for example, on a gas turbine of the EGPA-12500 type with a centrifugal supercharger TsBN N-235-21-1 and a hydrodynamic coupling (GDM) of the type R18K480MINV from Voith Turbo (Germany) with the following technical characteristics (Fig. 1):

- номинальная мощность электродвигателя СТД-12500 – 12,5 МВт; - rated power of the STD-12500 electric motor - 12.5 MW;

- номинальная скорость вращения ротора электродвигателя – 3 000 об/мин. - the nominal rotational speed of the rotor of the electric motor is 3,000 rpm.

Также рассчитаны параметры возбуждения вынужденных крутильно-изгибно-осевых колебаний валопровода ЭГПА-12500 с ГДМ, соответствующие частотам зацепления (прохода) первых зубцовых (лопаточных) гармоник возбуждающих моментов (табл. 1).Also, the parameters of the excitation of forced torsional-bending-axial vibrations of the EGPA-12500 shaft shaft with the GDM, corresponding to the frequencies of the engagement (passage) of the first tooth (blade) harmonics of the exciting moments (Table 1), were calculated.

Таблица 1Table 1

Параметры возбуждения вынужденных крутильно-изгибно-осевых Excitation parameters of forced torsional-bending-axial

колебаний валопровода ЭГПА-12500 с ГДМof oscillations of the EGPA-12500 shafting with gas turbine

Детали ЭГПАEGPA Details Передаточное
отношение к скорости вращения электропривода Gear
relation to the speed of rotation of the electric drive Частоты
вращения
деталей, ГцFrequencies
rotation
parts, Hz Частоты зацепления
(прохода) первых
зубцовых (лопаточных)
гармоник возбуждающих
моментов, ГцEngagement frequencies
(passage) first
gear (scapular)
exciting harmonics
moments, Hz вал-колесо

Figure 00000002
=88
мультипликатораshaft-wheel
Figure 00000002
 = 88
multiplier 1one 50fifty 44004400 вал-шестерня
Figure 00000003
=51
мультипликатораgear shaft
Figure 00000003
 = 51
multiplier 88/51 ≈ 1,72588/51 ≈ 1.725 ~86,274~ 86,274 44004400

Продолжение таблицы 1Continuation of table 1

рабочее (насосное)
колесо ГДМ

Figure 00000004
=49working (pumping)
paper wheel
Figure 00000004
 = 49 88/51 ≈ 1,72588/51 ≈ 1.725 ~86,274~ 86,274 ~4227,45~ 4227.45 цилиндрическое колесо
Figure 00000009
=78spur wheel
Figure 00000009
 = 78 1one 50fifty 39003900 цилиндрическая
шестерня
Figure 00000010
=79cylindrical
gear
Figure 00000010
 = 79 78/79 ≈ 0,98778/79 ≈ 0.987 ~49,367~ 49,367 39003900 коническое колесо
Figure 00000011
=33bevel wheel
Figure 00000011
 = 33 78/79 ≈ 0,98778/79 ≈ 0.987 ~49,367~ 49,367 ~1629,11~ 1629.11 коническая шестерня
Figure 00000012
=33bevel gear
Figure 00000012
 = 33 78/79 ≈ 0,98778/79 ≈ 0.987 ~49,367~ 49,367 ~1629,11~ 1629.11 цилиндрическое малое
зубчатое колесо
Figure 00000013
=14cylindrical small
gear
Figure 00000013
 = 14 78/79 ≈ 0,98778/79 ≈ 0.987 ~49,367~ 49,367 ~691,14~ 691.14 цилиндрическая
планетарная шестерня
Figure 00000014
=11 (3 шт.)cylindrical
planet gear
Figure 00000014
 = 11 (3 pcs.) 78∙14/(79∙11) ≈ 1,256 78 ∙ 14 / (79 ∙ 11) ≈ 1,256 ~62,831~ 62,831 ~691,14~ 691.14 рабочее колесо
Figure 00000015
=11
лопастного насоса Working wheel
Figure 00000015
 = 11
vane pump 78/79 ≈ 0,98778/79 ≈ 0.987 ~49,367~ 49,367 ~543,04~ 543.04

Для определения априорного базиса системы технической диагностики (энергетических форм и энергетических спектров) ГПА выполнено компьютерное построение математической модели объекта диагностирования по результатам расчета его динамических параметров по техническим данным и чертежно-конструкторской документации (фиг. 2, табл. 2) (Решетов А.А., Захаров Н.А. Программно-техническое средство повышения эффективности вибродиагностического контроля энергомеханического оборудования: Свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ от 09.01.2014 № 2014610101. – М., 2014). To determine the a priori basis of the technical diagnostics system (energy forms and energy spectra) of the gas compressor unit, a mathematical construction of the mathematical model of the diagnostic object was performed based on the calculation of its dynamic parameters according to technical data and drawing design documentation (Fig. 2, Table 2) (A. Reshetov ., Zakharov N.A. Software and hardware for increasing the efficiency of the vibration-diagnostic control of energy-mechanical equipment: Certificate of state registration of the program for Computer from 09.01.2014 № 2014610101. - M., 2014).

Таблица 2table 2

Динамические характеристики модели крутильных колебаний валопровода ГПА типа ЭГПА-12500 c ГДМ (приведенные к скорости вращения ротора ГЭД, передаточное отношение i = 88/51 ≈ 1,725)Dynamic characteristics of the model of torsional vibrations of a GPA EGPA-12500 shaft shaft with a gas turbine engine (reduced to the rotational speed of the rotor HED, gear ratio i = 88/51 ≈ 1.725)

№№
инерцион-ных масс№№
inertial masses Узлы, деталиNodes, details Осевой момент инерции
Jm, кг*м2 Axial moment of inertia
J m , kg * m 2 №№
упругих участков№№
elastic sections Жесткость при кручении Сk, Н*м/радTorsional rigidity C k , N * m / rad

Продолжение таблицы 2Continuation of table 2

1one Ротор СТД-12500Rotor STD-12500 275,0275.0 1-21-2 1,227·107 1.22710 7 22 Зуб. втулка + часть ротораTooth. sleeve + rotor part 2,2252,225 2-32-3 1·1010 1 · 10 10 33 Зуб. полумуфта + часть пром. валаTooth. coupling half + prom. shaft 1,8711,871 3-43-4 2,251·108 2.25110 8 4four Часть пром. вала + зуб. полумуфтаPart prom. shaft + tooth. coupling half 1,8711,871 4-54-5 1·1010 1 · 10 10 55 Зуб. втулка + часть вала Tooth. sleeve + shaft part 1,0471,047 5-65-6 2,595·107 2,59510 7 66 Вал-колесо + часть валаShaft-wheel + shaft part 27,75727,757 6-76-7 1·1010 1 · 10 10 77 Вал-шестерня + часть вала Pinion shaft + shaft part 9,6329,632 7-87-8 5,718·107 5,71810 7 88 Насосное колесо ГДМPump wheel 46,65246,652 6-96-9 2,761·107 2,76110 7 99 Цилиндрическое зуб. колесо +
часть валаCylindrical Tooth. wheel +
shaft part 0,1130.113 9-109-10 4,983·106 4,98310 6 1010 Цилиндрическая зуб. шестерня + часть валаCylindrical Tooth. gear + shaft part 0,014180.01418 10-1110-11 8,006·104 8,00610 4 11eleven Коническое зуб. колесо +
вал приводнойConical tooth. wheel +
drive shaft 0,003040,00304 11-1211-12 3,057·106 3,05710 6 1212 Коническая зуб. шестерня +
часть вала насосаConical tooth. gear +
pump shaft part 0,004490,00449 12-1312-13 1,019·105 1.019 · 10 5 1313 Часть вала насосаPump shaft part 0,001080,00108 13-1413-14 9,191·104 9.19110 4 14fourteen Часть вала насосаPump shaft part 0,001250.00125 14-1514-15 7,100·104 7,10010 4 15fifteen Часть вала насосаPump shaft part 0,001420,00142 15-1615-16 7,000·104 7,000 · 10 4 1616 Шестеренчатый насосGear pump 0,000870,00087 16-1716-17 1,350·105 1,350 · 10 5 1717 Лопастной насосVane pump 0,001400.00140

Согласно (Решетов А.А., Захаров Н.А. Программно-техническое средство повышения эффективности вибродиагностического контроля энергомеханического оборудования: Свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ от 09.01.2014 № 2014610101. – М., 2014) выполнен расчет энергетических форм и энергетических спектров обобщенных крутильных колебаний системы валопровода ГПА. Чувствительность собственных частот крутильных колебаний валопровода ГПА к характеристикам инерционных и упругих элементов (чувствительность параметров деталей к зарождению дефектов как энергетический рейтинг элементов валопровода) определяется численно через энергетические формы колебаний (фиг. 3 ÷ 8). Значение каждого коэффициента чувствительности соответствует проценту изменения собственной частоты системы при изменении соответствующей характеристики элемента на 100%. According to (Reshetov A.A., Zakharov N.A. Software and hardware for increasing the efficiency of vibrodiagnostic control of energy-mechanical equipment: Certificate of state registration of computer programs dated 09.01.2014 No. 2014610101. - M., 2014), the calculation of energy forms and energy spectra of generalized torsional vibrations of the GPA shafting system. The sensitivity of the natural frequencies of torsional vibrations of the GPA shafting to the characteristics of inertial and elastic elements (the sensitivity of the parameters of parts to the generation of defects as the energy rating of the shafting elements) is determined numerically through the energy forms of vibrations (Fig. 3 ÷ 8). The value of each sensitivity coefficient corresponds to the percentage change in the natural frequency of the system when the corresponding characteristic of the element changes by 100%.

На ГПА, работающем в трассу магистральных газопроводов по диспетчерскому графику в режиме нагрузки, близком к номинальному, измеряют частоты и амплитуды полигармонических колебаний в диапазоне частот 10 ÷ 1 500 Гц. Ввиду того, что крутильные колебания валопровода данной установки передаются на подшипниковые опоры (наличие зубчатой муфты и зубчатых передач) и вызывают линейную вибрацию опорных узлов машины, то для измерений ее параметров в вертикальном, горизонтально-поперечном и осевом направлениях применяют вибропреобразователи типа ВП-3 с магнитным крепежом, установленные на корпус подшипников ГПА. Вибродатчики подключены к сборщику данных/анализатору вибрации СК-2300 (АО «Оргэнергогаз», Москва) для вибромониторинга технического состояния ГПА и расчета СКЗ виброскорости корпусов подшипников, мм/с, в диапазоне частот 10 ÷ 1 500 Гц.At a gas compressor unit operating in the route of gas pipelines according to the dispatch schedule in a load mode close to the nominal one, the frequencies and amplitudes of polyharmonic oscillations in the frequency range 10 ÷ 1,500 Hz are measured. Due to the fact that the torsional vibrations of the shafting of this installation are transmitted to the bearings (the presence of a gear coupling and gears) and cause linear vibration of the machine's support units, then vibration transducers of the VP-3 type are used to measure its parameters in the vertical, horizontal-transverse and axial directions magnetic fasteners mounted on the GPA bearing housing. The vibration sensors are connected to a data collector / vibration analyzer SK-2300 (Orgenergogaz JSC, Moscow) for vibration monitoring of the GPA technical condition and calculation of the SKZ vibration velocity of the bearing housings, mm / s, in the frequency range 10 ÷ 1,500 Hz.

Результаты измерений вибрации корпуса ГПА без дефекта в графической форме представлены на фиг. 9.The results of measurements of vibration of the GPU casing without a defect in graphical form are presented in FIG. 9.

Дефект зацепления (задевания) зубьев зубчатой муфты z1 = 54 ГПА, проявившийся в процессе его эксплуатации в повреждении и разрушении энергоемких деталей насосной вставки ГДМ (вала привода механического насоса гидросистемы; зубьев цилиндрических колес редукторной пары привода механического насоса гидросистемы), определен путем сопоставления экспериментальной информации с теоретическим спектральным портретом.The defect of engagement (engagement) of the teeth of the gear coupling z 1 = 54 GPA, which manifested during its operation in damage and destruction of energy-consuming parts of the hydraulic pumping unit (drive shaft of a mechanical hydraulic pump; teeth of cylindrical wheels of a reduction gear pair of a drive of a hydraulic hydraulic pump), was determined by comparing the experimental information with a theoretical spectral portrait.

Результаты измерений вибрации корпуса ГПА с дефектом в графической форме представлены на фиг. 10.The results of measurements of vibration of a GPU casing with a defect in graphical form are presented in FIG. 10.

Как видно из результатов измерений (фиг. 10), совместно с гармониками колебаний на частотах основных вынуждающих сил 50×0,987; 50×1,256; 50×1,725 Гц имеются гармоники на частотах ~258,02 и ~392,53, не обладающие свойством кратности по отношению к частотам 50×0,987; 50×1,256; 50×1,725 Гц, но соответствующие частотам собственных крутильных колебаний валопровода ГПА f4=392,53 Гц (за исключением собственной частоты f2=258,02 Гц ≈ 50×1,725×3). На основании обнаружения гармоник собственных крутильных колебаний валопровода ГПА фиксируют факт появления виброударного дефекта (фиг. 3 ÷ 10).As can be seen from the measurement results (Fig. 10), together with the harmonics of oscillations at the frequencies of the main driving forces 50 × 0.987; 50 × 1.256; 50 × 1.725 Hz there are harmonics at frequencies ~ 258.02 and ~ 392.53, which do not have the property of multiplicity with respect to frequencies 50 × 0.987; 50 × 1.256; 50 × 1.725 Hz, but corresponding to the frequencies of natural torsional vibrations of the GPA shaft line f 4 = 392.53 Hz (with the exception of the natural frequency f 2 = 258.02 Hz ≈ 50 × 1.725 × 3). Based on the detection of harmonics of intrinsic torsional vibrations of the GPA shafting, the fact of the appearance of a vibration-shock defect is recorded (Fig. 3 ÷ 10).

Таким образом:In this way:

- на основании сопоставления расчетных параметров (собственных частот, энергетических форм кинетических и потенциальных энергий) с экспериментальной информацией (спектрами вибрации) по наличию собственных частот в спектре вибрации фиксируют факт появления виброударного дефекта в конструкции; - based on a comparison of the calculated parameters (natural frequencies, energy forms of kinetic and potential energies) with experimental information (vibration spectra) on the presence of natural frequencies in the vibration spectrum, the fact of the appearance of a vibration-shock defect in the structure is recorded;

- по расчетному уровню параметров энергоемкости деталей в энергетических формах кинетических и потенциальных энергий делают заключение о месте расположения дефектов деталей по структуре изделия (дефект зубчатого зацепления зубьев зубчатой муфты z1 = 54 ГПА).- according to the calculated level of the parameters of the energy intensity of the parts in the energy forms of kinetic and potential energies, they make a conclusion about the location of the defects of the parts according to the structure of the product (defect of gear teeth of the gear clutch z 1 = 54 GPA).

Для уточнения диагноза повторяют приборные измерения параметров полигармонических колебаний (вибрации) корпуса ГПА через каждые 600 часов машинного времени, результаты которых представлены на фиг. 11.To clarify the diagnosis, the instrumental measurements of the parameters of the polyharmonic vibrations (vibration) of the GPU body are repeated every 600 hours of machine time, the results of which are presented in FIG. eleven.

Как видно из результатов измерений (фиг. 11), совместно с гармониками колебаний на частотах основных вынуждающих сил 50×0,987; 50×1,256; 50×1,725 Гц имеются гармоники на частотах ~258,02; ~392,53; ~611,75 Гц, не обладающие свойством кратности по отношению к частотам 50×0,987; 50×1,256; 50×1,725 Гц, но соответствующие частотам собственных крутильных колебаний валопровода ГПА f4=392,53 Гц; f5=611,75 Гц (за исключением собственной частоты f2=258,02 Гц ≈ 50×1,725×3). На основании обнаружения гармоник собственных крутильных колебаний валопровода ГПА фиксируют факт появления и развития виброударного дефекта (фиг. 3 ÷ 11).As can be seen from the measurement results (Fig. 11), together with the harmonics of the oscillations at the frequencies of the main driving forces 50 × 0.987; 50 × 1.256; 50 × 1.725 Hz there are harmonics at frequencies of ~ 258.02; ~ 392.53; ~ 611.75 Hz, not having the property of multiplicity with respect to frequencies of 50 × 0.987; 50 × 1.256; 50 × 1.725 Hz, but corresponding to the frequencies of natural torsional vibrations of the GPU shaft line f 4 = 392.53 Hz; f 5 = 611.75 Hz (except for the natural frequency f 2 = 258.02 Hz ≈ 50 × 1.725 × 3). Based on the detection of harmonics of intrinsic torsional vibrations of the GPA shafting, the fact of the appearance and development of a vibration-shock defect is recorded (Fig. 3 ÷ 11).

Таким образом:In this way:

- на основании сопоставления расчетных параметров (собственных частот, энергетических форм кинетических и потенциальных энергий) с экспериментальной информацией по наличию собственных частот в спектре вибрации фиксируют факт появления и развития виброударного дефекта в конструкции; - based on a comparison of the calculated parameters (natural frequencies, energy forms of kinetic and potential energies) with experimental information on the presence of natural frequencies in the vibration spectrum, the fact of the appearance and development of a vibration-shock defect in the structure is recorded;

- по расчетному уровню параметров энергоемкости деталей в энергетических формах кинетических и потенциальных энергий делают заключение о месте расположения дефектов деталей по структуре изделия (дефект зубчатого зацепления зубьев зубчатой муфты z1 = 54 ГПА; вал привода механического насоса гидросистемы; зубчатые колеса редукторной пары привода механического насоса гидросистемы).- on the calculated level of the energy intensity parameters of the parts in the energy forms of kinetic and potential energies, make a conclusion about the location of the defects of the parts according to the structure of the product (defect of gear teeth of the gear coupling z 1 = 54 GPA; drive shaft of a mechanical hydraulic pump; gear wheels of a gear pair of a mechanical pump drive hydraulic systems).

Окончательный технический диагноз (заключение о причинах дефектов). Собственные частоты крутильных колебаний f2=258,02 Гц; f4=392,53 Гц; f5=611,75 Гц определяются соответственно параметрами энергоемкости деталей зубчатой муфты z1 = 54 ГПА и насосной вставки гидродинамической муфты ГПА (вала привода механического насоса гидросистемы; зубчатых колес редукторной пары привода механического насоса гидросистемы) – фиг. 3 ÷ 11: The final technical diagnosis (conclusion on the causes of defects). Natural frequencies of torsional vibrations f 2 = 258.02 Hz; f 4 = 392.53 Hz; f 5 = 611.75 Hz are determined respectively by the energy consumption parameters of the gear coupling parts z 1 = 54 GPA and the pump insert of the GPU hydrodynamic coupling (drive shaft of a mechanical hydraulic pump; gear wheels of a gear pair of a mechanical hydraulic pump drive) - FIG. 3 ÷ 11:

- отсутствуют в прямых спектрах вибрации корпуса подшипника гидромуфты ГПА (зубчатая муфта z1 = 54 ГПА без дефекта зацепления зубьев) – фиг. 9;- are absent in the direct vibration spectra of the bearing housing of the GPU fluid coupling (gear coupling z 1 = 54 GPA without defect in gear engagement) - FIG. 9;

- проявляются в прямых спектрах вибрации корпуса подшипника гидромуфты ГПА (зубчатая муфта z1 = 54 ГПА имеет дефект зацепления зубьев) – фиг. 10, 11;- are manifested in the direct vibration spectra of the bearing housing of the GPU fluid coupling (the gear coupling z 1 = 54 GPA has a tooth gear defect) - FIG. 10, 11;

- причиной неоднократного разрушения узлов насосной редукторной вставки ГДМ является возбуждение околорезонансных крутильно-изгибно-осевых колебаний упругой системы электродвигатель – редукторная пара ГДМ – насосная редукторная вставка ГДМ;- the cause of the repeated destruction of the nodes of the pumping gearbox insert of the hydraulic drive gear is the excitation of near-resonant torsional-bending-axial vibrations of the elastic system electric motor - gearbox pair of the hydraulic motor gearbox - pump gearing insert of the hydraulic gearbox;

- источником возбуждения опасных крутильных колебаний валопровода ГПА является технологическо-монтажный дефект зубчатого зацепления (задевания) зубьев зубчатой муфты z1 = 54 ГПА, вызывающий вынужденные колебания системы в широком частотном диапазоне на ряде гармонических составляющих оборотных частот типа гребенчатого спектра и собственных частот;- the source of the excitation of dangerous torsional vibrations of the GPU shaft line is the technological installation defect of the gear teeth (engagement) of the teeth of the gear coupling z 1 = 54 GPA, causing forced oscillations of the system in a wide frequency range on a number of harmonic components of the working frequencies such as the comb spectrum and natural frequencies;

- вид технического состояния объекта контроля – аварийное состояние.- type of technical condition of the control object - emergency condition.

Управление объектом диагностирования по результатам заключения о причинах дефектов. В целях повышения уровня надежности ГПА внедрены технические мероприятия по замене деталей зубчатой муфты z1 = 54 ГПА и усилен контроль процесса изготовления, дефектации и монтажа муфт.Management of the diagnostic object based on the results of the conclusion on the causes of defects. In order to increase the reliability of the GPU, technical measures have been introduced to replace the parts of the gear coupling z 1 = 54 GPA and the control of the manufacturing process, fault detection and installation of couplings has been strengthened.

Данные по результатам практической реализации данного изобретения при контроле технического состояния энергомеханического оборудования систематизированы и сведены в табл. 3.Data on the results of the practical implementation of this invention when monitoring the technical condition of power-mechanical equipment are systematized and summarized in table. 3.

Таблица 3 Table 3

Данные по результатам практической реализации разработанного способа Data on the results of the practical implementation of the developed method

Тип ГПАGPA type Проблемные узлы ГПАGPA problem nodes Собственные частоты крутильных колебанийNatural frequencies of torsional vibrations Энергоемкие детали ГПАGPU-intensive parts ЭГПА-12500
с ГДМEGPA-12500
with paperwork Дефект зубчатого зацепления (задевания) зубьев зубчатой муфты z1 = 54 ГПА.
Разрушение деталей
насосной вставки ГДМThe defect of gearing (grazing) of the teeth of the gear clutch z 1 = 54 GPA.
Destruction of parts
pump insert f2=258,02 Гц;
f4=392,53 Гц;
f5=611,75 Гцf 2 = 258.02 Hz;
f 4 = 392.53 Hz;
f 5 = 611.75 Hz Детали зубчатой муфты
z1 = 54 ГПА;
детали насосной вставки ГДМGear Coupling Parts
z 1 = 54 GPA;
details of pump insert

Продолжение таблицы 3Continuation of table 3

ЭГПА-12500
без ГДМEGPA-12500
without paperwork Зубчатая муфта сочленения вала-шестерни мультипликатора и ротора ЦБН

Figure 00000017
=56 (разрушение 40% зуба зубчатой втулки мультипликатора по его длине, скол корневой части
2-х зубьев)Gear coupling of a joint of a gear shaft of a multiplier and a rotor of TsBN
Figure 00000017
 = 56 (destruction of 40% of the tooth of the gear sleeve of the multiplier along its length, cleaved root part
2 teeth) f3=338,75 Гцf 3 = 338.75 Hz Детали зубчатой муфты
Figure 00000017
=56Gear Coupling Parts
Figure 00000017
 = 56 ЭГПА2-12,5-76/1,5EGPA2-12.5-76 / 1.5 Зубчатая муфта сочленения ГЭД и вала-колеса мультипликатора:
- нагревание и разрушение резиновых элементов;
- заедание (сваривание, схватывание) зубьев
зубчатой муфтыGear coupling of articulation of ED and shaft-wheel of the animator:
- heating and destruction of rubber elements;
- seizing (welding, setting) of teeth
gear clutch f3 ≈ (160,3 ÷ 169,5) Гц из-за нелинейных параметров зубчатой муфты с резиновыми элементамиf 3 ≈ (160.3 ÷ 169.5) Hz due to non-linear parameters of the gear coupling with rubber elements Детали зубчатой муфты
с резиновыми элементамиGear Coupling Parts
with rubber elements

Claims (2)

1. Способ контроля технического состояния машины, в котором на машине, работающей под нагрузкой, измеряют параметры собственных колебаний ее конструктивных элементов, по наличию собственных колебаний судят о появлении дефектов, отличающийся тем, что измеряют параметры полигармонических колебаний конструктивных элементов машины, по конструктивным данным изделия и его кинематической схеме производят построение математической модели вращающегося оборудования посредством компьютерной программы, выполняют расчет собственных частот крутильных колебаний валопровода и параметров их описания (энергетических форм, спектров кинетических и потенциальных энергий), периодически сопоставляют расчетные параметры собственных частот с экспериментальной информацией (спектрами вибрации) на основе параметров полигармонических колебаний и статистики отказов, по наличию собственных частот колебаний в экспериментальных спектрах вибрации фиксируют факт появления дефектов в конструкции, по совокупности экспериментальных уровней спектральных составляющих вибрации и расчетных уровней энергоемкости деталей в энергетических формах и спектрах кинетических и потенциальных энергий машины получают результат контроля объекта как вид его технического состояния с указанием места расположения, типа и причин возникновения дефектов.1. The method of monitoring the technical condition of the machine, in which the parameters of the natural vibrations of its structural elements are measured on a machine operating under load, the presence of defects is judged by the appearance of defects, characterized in that the parameters of polyharmonic vibrations of the structural elements of the machine are measured, according to the structural data of the product and its kinematic diagram, a mathematical model of the rotating equipment is constructed using a computer program, the calculation of the eigenfrequencies cr of useful shafting vibrations and parameters for their description (energy forms, spectra of kinetic and potential energies), periodically compare the calculated parameters of natural frequencies with experimental information (vibration spectra) based on the parameters of polyharmonic vibrations and failure statistics, according to the presence of natural frequencies in the experimental vibration spectra, the fact of the appearance of defects in the structure, according to the set of experimental levels of the spectral components of vibration and calculated x levels of energy intensity of parts in energy forms and spectra of kinetic and potential energies of the machine receive the result of monitoring the object as a type of its technical condition with an indication of the location, type and causes of defects. 2. Способ по п.1, отличающийся тем, что используют расчетные параметры описания собственных частот крутильных колебаний валопровода машины (энергетические формы, спектры кинетических и потенциальных энергий), приборные измерения параметров полигармонических колебаний повторяют через каждые 600 часов машинного времени и измерения проводят в различных режимах (пуска, нагрузки, выбега). 2. The method according to claim 1, characterized in that the calculated parameters are used to describe the natural frequencies of torsional vibrations of the shaft shaft of the machine (energy forms, spectra of kinetic and potential energies), instrument measurements of the parameters of polyharmonic vibrations are repeated every 600 hours of machine time, and measurements are carried out in various modes (start, load, coast).
RU2017117330A 2017-05-18 2017-05-18 Method of controlling technical condition of the car RU2654306C1 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2017117330A RU2654306C1 (en) 2017-05-18 2017-05-18 Method of controlling technical condition of the car

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2017117330A RU2654306C1 (en) 2017-05-18 2017-05-18 Method of controlling technical condition of the car

Publications (1)

Publication Number Publication Date
RU2654306C1 true RU2654306C1 (en) 2018-05-17

Family

ID=62152871

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
RU2017117330A RU2654306C1 (en) 2017-05-18 2017-05-18 Method of controlling technical condition of the car

Country Status (1)

Country Link
RU (1) RU2654306C1 (en)

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN111079705A (en) * 2019-12-31 2020-04-28 北京理工大学 Vibration signal classification method
CN112287575A (en) * 2020-10-09 2021-01-29 航天东方红卫星有限公司 Method for determining random vibration power spectrum of moonlet optical camera environment test
RU2809309C1 (en) * 2023-03-09 2023-12-11 Общество с ограниченной ответственностью "ГАЗПРОМ ТРАНСГАЗ НИЖНИЙ НОВГОРОД" Method for vibration diagnostics of technical condition of gas pumping unit

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2304837C2 (en) * 2005-07-15 2007-08-20 Андрей Леонидович Назолин Method for controlling electrical machine technical condition
RU2460053C1 (en) * 2011-04-13 2012-08-27 Открытое акционерное общество "Научно-производственное объединение "Сатурн" Method of rolling bearing lubrication fault vibration monitoring
RU2551447C1 (en) * 2014-02-27 2015-05-27 Открытое акционерное общество "Уфимское моторостроительное производственное объединение" ОАО "УМПО" Method of vibration diagnostics of technical state of bearing rotor support at two-shaft gas-turbine engine
RU2556477C1 (en) * 2014-09-01 2015-07-10 Закрытое акционерное общество "Научно-производственное предприятие "Топаз" Vibration diagnostic method of gas-turbine engines in operation as per information of onboard devices

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2304837C2 (en) * 2005-07-15 2007-08-20 Андрей Леонидович Назолин Method for controlling electrical machine technical condition
RU2460053C1 (en) * 2011-04-13 2012-08-27 Открытое акционерное общество "Научно-производственное объединение "Сатурн" Method of rolling bearing lubrication fault vibration monitoring
RU2551447C1 (en) * 2014-02-27 2015-05-27 Открытое акционерное общество "Уфимское моторостроительное производственное объединение" ОАО "УМПО" Method of vibration diagnostics of technical state of bearing rotor support at two-shaft gas-turbine engine
RU2556477C1 (en) * 2014-09-01 2015-07-10 Закрытое акционерное общество "Научно-производственное предприятие "Топаз" Vibration diagnostic method of gas-turbine engines in operation as per information of onboard devices

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN111079705A (en) * 2019-12-31 2020-04-28 北京理工大学 Vibration signal classification method
CN111079705B (en) * 2019-12-31 2023-07-25 北京理工大学 Vibration signal classification method
CN112287575A (en) * 2020-10-09 2021-01-29 航天东方红卫星有限公司 Method for determining random vibration power spectrum of moonlet optical camera environment test
CN112287575B (en) * 2020-10-09 2023-11-10 航天东方红卫星有限公司 Method for determining random vibration power spectrum of environmental test of small satellite optical camera
RU2809309C1 (en) * 2023-03-09 2023-12-11 Общество с ограниченной ответственностью "ГАЗПРОМ ТРАНСГАЗ НИЖНИЙ НОВГОРОД" Method for vibration diagnostics of technical condition of gas pumping unit

Similar Documents

Publication Publication Date Title
Wachel et al. Analysis of torsional vibrations in rotating machinery.
Mobley Vibration fundamentals
Rezaei et al. Development of a turbojet engine gearbox test rig for prognostics and health management
US11970949B2 (en) Method and system for detecting a functional failure in a power gearbox and a gas turbo engine
RU2654306C1 (en) Method of controlling technical condition of the car
Begg et al. Dynamics modeling for mechanical fault diagnostics and prognostics
Gupta Vibration—A tool for machine diagnostics and condition monitoring
Laws et al. Periodic and continuous vibration monitoring for preventive/predictive maintenance of rotating machinery
Poll et al. Hydraulic power plant machine dynamic diagnosis
Abdel-Rahman et al. Diagnosis vibration problems of pumping stations: case studies
Saied et al. Predictive maintenance program based on vibration monitoring
Kita et al. Study Of A Rotordynamic Analysis Method That Considers Torsional And Lateral Coupled Vibrations In Compressor Trains With A Gearbox.
BORZEA et al. Potential of twin-screw compressor as vibration source for energy harvesting applications
RU2809309C1 (en) Method for vibration diagnostics of technical condition of gas pumping unit
Marscher Avoiding failures in centrifugal pumps
Williams et al. Causes of Subsynchronous Vibration in Integrally Geared Compressors
Bhattacharyya Practical Case Studies on Vibration Analysis: with an Introduction to the Basics of Vibrations
Ogbonnaya et al. Optimizing gas turbine rotor shaft fault detection, identification and analysis for effective condition monitoring
Glew The effectiveness of vibration analysis as a maintenance tool
Simmons et al. Effective tools for diagnosing elusive turbomachinery dynamics problems in the field
Ur Rahman et al. Performance Optimization of 500MW Steam Turbine by Condition Monitoring Technique Using Vibration Analysis Method
Lu et al. Research on condition monitoring and fault diagnosis technology of dynamometer in aero-engine test bed
Grządziela et al. Vibration diagnostics of marine gas turbine engines
Abdel-Rabman et al. Pump vibration: Case studies
Waarli Performance monitoring of compressors with electrical drive

Legal Events

Date Code Title Description
MM4A The patent is invalid due to non-payment of fees

Effective date: 20190519