CC BY
233
ДИАГНОСТИКА
УДК 620.1 65
Прогнозирование остаточного ресурса подшипника по уровню вибрации механизма
Р.Н. Исмагилов
начальник1
Р.Р. Гареев
механик газового промысла №121 [email protected]
В.У. Ямалиев
д.т.н., профессор2
А.А. мацибора
зам. начальника отдела главного механика1 [email protected]
1УГПУ ООО «Газпром добыча Уренгой», Новый Уренгой, Россия 2кафедра «Нефтегазопромысловое оборудование» ФГБОУ ВПО «УГНТУ», Уфа, Россия
Задачу прогнозирования отказов роторного оборудования можно обоснованно свести к вопросу расчета остаточного ресурса его подшипниковых узлов, поскольку практически половина отказов происходит по причине выхода из строя подшипников. Описанная в статье программа позволяет скорректировать прогнозируемые показатели остаточного ресурса подшипника с учетом условий эксплуатации.
материалы и методы
Программная среда «DELPHI», анализатор «LEONOVA INFINITY», методы вычисления базового и скорректированного расчетного ресурса.
Ключевые слова
подшипник качения, скорректированный остаточный ресурс, эквивалентная динамическая нагрузка, условия эксплуатации, вибродиагностика
Вибродиагностика является наиболее эффективным методом неразрушающего контроля технического состояния (ТС) механизмов роторного типа. Уровень вибрации зависит от того, насколько качественно механизм был спроектирован, собран и установлен, таким образом, между характеристиками вибрации и ТС объекта существует прямая связь. Было установлено, что в 90% случаев событию отказа предшествовало повышение уровня вибрации [1].
Подшипниковый узел во многом определяет эксплуатационные показатели роторных механизмов и, как правило, лимитирует его ресурс. Поэтому мониторинг состояния подшипников является основным и наиболее важным аспектом работ по диагностированию состояния роторного оборудования.
Для практики важным является вопрос об объемах и сроках проведения очередного ремонта и/или об изменении условий эксплуатации оборудования. Для этого необходимо решение задачи прогнозирования остаточного ресурса.
Прогнозирование это предсказание ТС, в котором объект окажется в некоторый будущий период времени [2]. Прогноз позволяет заранее определить реальный срок службы, что способствует организации обслуживания по фактическому ТС (вместо обслуживания по срокам или по ресурсу).
По статистике, наиболее часто возникающих механических повреждений в насосных агрегатах на объектах ООО «Газпром нефтехим Салават», 41% отказов приходится на неисправность подшипников [3]. Для газотурбинных установок компрессорных станций данная цифра увеличивается до 80% [4]. Следует, что надежность роторного оборудования в первую очередь определяется надежностью подшипниковых узлов данного механизма, а значит, задачу прогнозирования остаточного ресурса роторного механизма можно свести к задаче прогнозирования остаточного ресурса подшипников.
Возможность прогнозирования величины остаточного ресурса обеспечивается при одновременном наличии следующих условий [5]:
• известны параметры, определяющие ТС подшипника;
• известны критерии предельного состояния подшипника;
• имеется возможность периодического контроля значений ТС подшипника.
ТС подшипника определяется совместным влиянием большого числа внешних (температура, статическая и динамическая нагрузка, удары, режимы смазывания, скоростные режимы и др.) и внутренних факторов (геометрические параметры рабочих поверхностей деталей, эффективность системы смазывания, условия и режимы эксплуатации и др.). Уровень вибрации (как энергетический показатель) совмещает в себе совокупность данных факторов влияния и несет информацию о ТС и уровне развития повреждений подшипника.
При вибродиагностировании в качестве основного параметра для оценки ТС подшипника используется общее среднеквадратиче-ское значение (СКЗ) виброскорости V, мм/с. Основанием служит принцип, по которому факторы, вызывающие погрешность вращения подшипника, также вызывают динамическую вибрацию элементов подшипника. Но, как показывает практика, стандартная методика вибромониторинга, базирующаяся на анализе виброскорости, не может быть использована для оценки изменения ТС механизма в целом и непригодна для раннего обнаружения и идентификации дефектов подшипниковых узлов [4].
Опыт эксплуатации подшипников показывает, что если на агрегат монтируется бездефектный подшипник, то основные причины его выхода из строя распределяются приблизительно следующим образом: 40% — нарушение смазки, 30% — нарушения сборки и монтажа, 20% — неправильное применение, повышенная вибрация и др., и только 10% — естественный износ [6].
Основным видом технического обслуживания (ТО) становится замена смазки подшипников по ее состоянию на основе результатов измерений ударных импульсов — примерно 75-90% всех работ по ТО [7], однако в этом случае также используются технологии безремонтного восстановления состояния изношенных подшипников путем добавления в смазку специальных присадок.
Анализ условий эксплуатации проводят с целью определения возможности достоверного прогнозирования остаточного ресурса оборудования, выявления наиболее информативных параметров и источников получения исходных данных, необходимых для расчета [8]. Условия эксплуатации являются определяющими факторами надежной, долговечной и безотказной работы подшипника, и в решении задачи прогнозирования ресурса следует принимать во внимание степень и качество смазки тел качения.
Напомним, что ресурс — число оборотов, которое одно из колец подшипника делает относительно другого кольца до появления первых признаков усталости металла одного из колец или тел качения [9].
Расчет базового расчетного ресурса подшипника [9] определяется по эмпирической зависимости при 90%-ной надежности (отсюда в обозначении индекс 10 = 100 - 90):
<0
(млн. оборотов),
(1)
где Р — эквивалентная динамическая радиальная нагрузка (радиальная Рг или осевая Р), Н; C — базовая динамическая грузоподъемность (радиальная С или осевая С), Н; к — показатель степени (к = 3 для шариковых и к = 10/3 для роликовых подшипников).
Эквивалентная динамическая нагрузка [9] — это такая постоянная нагрузка, при которой долговечность подшипника та же, что и при реальных условиях работы. Для радиальных и радиально-упорных подшипников подразумевается радиальная нагрузка, а для упорных
и упорно-радиальных — центральная осевая нагрузка. Из формулы (1) следует, что при увеличении эквивалентной нагрузки вдвое расчетная долговечность уменьшается для шарикоподшипников в 8 раз. Поэтому необходимо как можно точнее знать о действующих на подшипник нагрузках и не вводить в расчет произвольных коэффициентов, завышающих или занижающих действующие усилия.
Расчет эквивалентной динамической радиальной нагрузки [9] производится по формуле:
Р=^хХхГр+УхГ) *КБхНт (2)
где X, У — коэффициенты динамической радиальной и осевой нагрузки соответственно; ГР и Г — фактическая радиальная и осевая нагрузки на подшипник соответственно; V — коэффициент вращения вектора нагрузки; КБ — коэффициент безопасности; Кт —температурный коэффициент.
На примере схематически изображенного насоса (Рис. 1) показаны суммарные нагрузки на подшипниковые опоры (ГР1 и ГО1), равные по величине, но противоположные по направлению.
Сила тяжести ротора (статическая нагрузка Г), присутствующая всегда, и центробежные силы инерции, присутствующие при вращении ротора (динамическая нагрузка Гр, рассчитываются по формуле:
Г +Г=т хд+Ги, (3)
р с ё р ё*
где тр — масса ротора; д — ускорение свободного падения.
Расчет динамической нагрузки, исходя из второго закона Ньютона, производится по формуле:
Г. = т ха , (4)
ё р р* у 1
где тр — масса ротора, ар — виброускорение ротора.
Но в производственных условиях провести замер виброускорения ротора в процессе эксплуатации механизма весьма затруднительно. Поэтому установлены эмпирические зависимости СКЗ виброускорения корпуса от центробежных сил инерций, вызываемые несбалансированными массами вращающегося ротора. Это позволяет определить по СКЗ виброускорения корпуса механизма степень загруженности подшипниковых опор ротора. Для этого на рабочих колесах роторного оборудования ООО «Газпром добыча Уренгой» производилась установка пробных грузов различных масс с регистрацией параметров вибрации. Для частоты экспериментов насосное и вентиляционное оборудование при необходимости проходило предварительную центровку и балансировку. При вращении вала пробный груз создает дополнительную нагрузку на подшипниковую опору, равную центробежной (радиальной) силе инерции массы пробного груза, согласно приведенной формуле [1]:
Fr=my-ю2y-r, (5)
где т —масса пробного груза, ю — угловая скорость вращения рабочего колеса; г — расстояние установки пробного груза от оси вращения.
На Рис. 2 представлена полиномиальная аппроксимация эмпирической зависимости, полученная по результатам замеров СКЗ виброускорения на примере вентиляторов марки ВЦ4-70-16, которая выражена формулой:
А = 0,115хЕг2-0,123хЕг + 0,329, (6) или
Ег = (| 0,87хА - 2,57|)05 + 0,53 (кН). (7) Зависимость (1) предполагает максимальный ресурс подшипника в идеальных условиях эксплуатации, без учета влияния дополнительных факторов производства, сокращающих долговечность подшипника многократно. Поэтому на практике предпочтительнее расчет ресурса для различных уровней надежности и/или для специальных свойств подшипников и условий эксплуатации [9]:
= а1Ха2ХаЗХЬ1<? (8)
где а1 — коэффициент надежности; а2 — коэффициент конструкции подшипника; а3 — коэффициент условий работы (или смазки).
Окончательная формула скорректированного остаточного ресурса подшипника на примере вентиляторов марки ВЦ4-70-16 имеет вид: ,
Сг
(9)
Для наглядности на Рис. 3 представлена графическая зависимость прогнозируемого ресурса подшипника № 3522 от СКЗ виброускорения для вентиляторов марки ВЦ4-70-16 при спокойном режиме эксплуатации, температуре 75°С и максимальной степени смазки тел качения.
При расчетах возникают сложности ввиду необходимости проведения громоздких вычислений и поиска индивидуальных
Рис. 1 — Схема действия сил в подшипниковых опорах механизма
Рис. 3 — Пример зависимости ресурса подшипника №3522 от СКЗ виброускорения для вентиляторов марки ВЦ4-70-16
Рис. 2 — Полиномиальная аппроксимация эмпирической зависимости СКЗ виброускорения от степени нагрузки на подшипники на примере вентиляторов марки ВЦ4-70-16
Рис. 4 — Программа корректировки остаточного ресурса подшипника
справочных значении соответствующих коэффициентов и параметров представленной формулы (9) для каждой марки механизма. С целью облегчения расчетов была разработана программа на языке программирования «DELPHI» (Рис. 4), позволяющая скорректировать остаточный ресурс подшипника в зависимости от условий его работы, а также произвести при необходимости спектральный анализ для поиска причины дефектного состояния.
В основном окне программы после выбора марки механизма (поз.1) автоматически по умолчанию задаются следующие параметры: частота вращения вала (поз.2); марка установленного в соответствующем узле подшипника (поз. 4) и масса механизма (поз.6). После выбора марки механизма автоматически устанавливаются параметры применяемых подшипников: динамическая грузоподъемность (поз. 5) и габаритные характеристики, диаметр внутреннего кольца (поз. 16), наружного кольца (поз.17); угол контакта тел качения (поз.18); диаметр и количество тел качения (поз.19, 20).
Данные параметры необходимы для спектрального анализа путем расчета частот [1]: перекатывания тел качения по наружному кольцу (поз. 21) и внутреннему кольцу (поз. 22); вращения тел качения (поз. 23) и сепаратора (поз. 24).
Корректировка долговечности подшипника Lh (поз. 25) производится согласно формуле (9), где значения коэффициентов, приведенных ниже, устанавливаются программой по умолчанию, но при необходимости могут уточняться пользователем в зависимости от изменения условий эксплуатации [9]:
1. Коэффициент вращения (поз. 7) колец подшипника (по умолчанию V=1 соответствующий вращению внутреннего кольца подшипника относительно неподвижного наружного). Для иных условий, т.е. при вращении наружного кольца (V=1,2), изменение можно произвести в графе «уточнение условий» (поз. 26).
2. Коэффициенты динамической радиальной X (поз.8) и осевой нагрузки Y (поз.9), значения которых задаются программой в зависимости от типа
подшипника (поз. 4).
3. Коэффициент безопасности (поз. 10), учитывающий влияние динамических условий работы подшипника (для спокойной нагрузки по умолчанию КБ=1). Для различного характера нагрузки и области применения,
в программе в графе «уточнение условий» реализован выбор значения коэффициента безопасности (поз. 27), согласно Таб. 1 [9].
4. Коэффициент температурного режима KT (поз. 11) определяется в зависимости от рабочей температуры подшипника (поз. 28), согласно таблице 2 [9].
5. Коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надежности (поз.
12), определяемый согласно таблице 3 (поз. 29), выражает вероятность того, что данный подшипник достигнет или превысит расчетный ресурс [9].
6. Коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств и конструкции подшипника (поз. 13), устанавливается заводом изготовителем при применении специальных материалов и/или специальных процессов производства, и/или специальной конструкции (по умолчанию a1=1) [9].
7. Коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от условий работы (поз.14) подшипника (степень и качество смазки, наличие инородных частиц
и условий, вызывающих изменения свойств материала) [9]. Различные источники нормируют уровень смазки подшипника, но не дают однозначного ответа на вопрос влияния степени смазки на долговечность подшипника. Для характеристики степени смазки подшипника использован параметр «LUB», реализованный в анализаторе «LEONOVA INFINITY» [10] шведской компанией «SPM». Число «LUB» принимает значение в относительных единицах от 6 до 0, его математический расчет производится на основании замера уровня ударных импульсов в децибелах [10].
Авторами предложено принять нормированную степень смазки по 7 - бальной шкале
показателя «LUB» (где 0 — отсутствие смазки, 6 — полная смазка), для расчета прогнозируемого ресурса подшипника, путем сопоставления с коэффициентом смазки a3 согласно Таб. 4 (поз.30).
Для подшипника № 309, установленного на насосе марки НК-12/40, при фактических условиях эксплуатации был скорректирован остаточный ресурс (Рис. 4), который составил 37451 час (это значит, что при данных условиях эксплуатации исследуемый подшипник максимально может прослужить 1560 суток). Теоретические результаты не противоречат полученным практическим данным по реальной наработке на отказ подшипников качения насосного и вентиляционного оборудования в ООО «Газпром добыча Уренгой», которые при обычном режиме эксплуатации составляют 30000-50000 ч.
Итоги
Полученная аналитическая зависимость (9) позволяет корректировать остаточный ресурс подшипника Lh в зависимости от его конструктивных особенностей, условий эксплуатации (температура, смазка), режима нагрузки и уровня вибрации механизма. Реализация расчета данной формулы в виде программы с загруженными справочными данными для различных марок механизмов и подшипников позволяет максимально автоматизировать процессы вычисления остаточного ресурса и определения фактического состояния подшипникового узла, что особо актуально на производстве в условиях ограниченного времени и различного уровня квалификации обслуживающего и ремонтного персонала.
Выводы
Уточнение остаточного ресурса подшипника математически описанными параметрами фактических условий эксплуатации роторного механизма значительно повышает вероятность получения достоверного прогноза.
Список используемой литературы
1. Данилин Н.Н., Абдулаев А.А., Воробьев Ю.М., Свиридов В.И. Предельные уровни вибраций, остаточный ресурс корабельных машин и механизмов // Збiрник наукових праць СНУЯЕтаП. 2012.
характер нагрузки
Спокойная нагрузка
Легкие толчки
(до и5*^)
Умеренные толчки
(до 1,5 *Оно„)
Тоже в условиях повышенной надежности
Значительные толчки и вибрация (до 2хОном)
Нагрузка с сильными ударами (до 3хОном)
№ Область применения
1,0 Редукторы и приводы.
Приводы управления.
1,0 - 1,2 Зубчатые передачи. Легкие вентиляторы.
1,3 - 1,5 Редукторы.
1,5 - 1,8 Шпиндели шлифовальных станков. Электрошпиндели.
1,8 - 2,5 Зубчатые передачи.
Кривошипно-шатунные механизмы. Мощные вентиляторы.
2,5 - 3,0 Тяжелые ковочные машины.
Лесопильные рамы.
Tраб, С0 < 100
KT 1,0
< 125 1,05
< 150 1,10
< 175 1,15
< 200 1,25
<225 <250 1,35 1,40
Таб. 2 — Значение коэффициента температурного режима в зависимости от рабочей температуры подшипника
Надежность, % 90 95 96 97 98 99
Обозначение ресурса L10a L5a L4a L3a L2a L1a
Значение 1 0,62 0,53 0,44 0,33 0,21
коэффициента at
Таб. 3 — Значение коэффициента в зависимости от надежности подшипника
Значение параметра 0 12 смазки «LUB»
Коэффициент a3
3 4 5 6 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 0,95 1,0
Таб. 1 — Значение коэффициента безопасности в зависимости от характера нагрузки и условий применения
Таб. 4 - Зависимость коэффициента от параметра смазки «LUB»
Випуск 3 (43). С. 20-28.
2. ГОСТ 27.002-89 Надежность в технике. Основные понятия. Термины и определения.
3. Прахов И.В. Оценка поврежденности насосных агрегатов по значениям параметров гармоник токов и напряжений электропривода: дис. канд. техн. наук. Уфа, 2011. С. 59.
4. Соколова А.Г., Балицкий Ф.Я. Вибромониторинг машинного оборудования и раннее обнаружение эксплуатационных повреждений // Вестник научно-технического развития. 2008. № 7 (11). С. 45-50.
5. РД 26.260.004-91 Методические
указания. Прогнозирование остаточного ресурса оборудования по изменению параметров его технического состояния при эксплуатации. Костюков В.Н. Науменко А.П. Практические основы виброакустической диагностики машинного оборудования. Омск: ОмГТУ, 2002. 108 с. Барков A.B. Диагностика и прогнозирование технического состояния подшипников качения по их виброакустическим характеристикам // Судостроение, 1985. № 3. С.21-23. Закирничная М.М., Девятов А.Р. Прогнозирование долговечности
10.
рабочих колес центробежных насосных агрегатов при перекачивании тяжелых нефтепродуктов // Нефтегазовое дело. 2011. №6. С. 420-438. Режим доступа: http://ogbus.ru/authors/Zakirnichnava/ Zakirnichnaya_3.pdf. ГОСТ 18855-94 Подшипники качения. Динамическая расчетная грузоподъемность и расчетный ресурс (долговечность).
Ямалиев В.У., Гареев Р.Р. Оптимизация системы диагностирования динамического оборудования на установках комплексной подготовки газа // Газовая промышленность. 2012. №12. С. 91-93.
ENGLISH
DIAGNOSTICS
Residual bearing life prediction by the vibrations level of mechanism
UDC 620.1
Author:
Rustam N. Ismagilov — chief1
Rustem R. Gareev — mechanic (engineer) GP-121; [email protected] Vil U. Yamaliev — Sc.D., professor2
Andrey A. Matsibora — deputy of chief1; [email protected] 1UGPU Gazprom dobycha Urengoy, Novy Urengoy, Russian Federation
2Department of Oil and gas production equipment, Ufa State Petroleum Technological University, Ufa, Russian Federation
Abstract
The task of predicting failure rotary equipment can reasonably be reduced to the issue of calculating the residual life of its bearings, as almost half of the failures have to because of the failure of the bearing assemblies. The described program allows correct predicted parameters of bearing life, under the influence of practical operating conditions in the workplace.
Materials and methods
Software environment "DELPHI", analyzer "LEONOVA INFINITY", methods
of calculating basic and adjusted estimated resource.
Results
The resulting analytical dependence (9) allows adjust the remaining service life of the bearing Lh, depending on its design features, operating conditions (temperature, lubrication), load conditions and vibration level of mechanism. Implementation of calculation this formula as a program loaded with reference data for various brands of gears and bearings allows to automate process of calculating residual resource and definition actual condition of the bearing assembly, which
is especially relevant in the production of a limited time and varying skill levels of service and maintenance personnel.
Conclusions
Clarification residual life of the bearing mathematically described parameters of the actual operating conditions of rotary mechanism significantly increases the probability of obtaining a reliable forecast.
Keywords
rolling bearings, corrected residual life, equivalent dynamic load, operating conditions, vibration diagnostics
References ekspluatatsionnykh povrezhdeniy characteristics]. Sudostroenie, 1985,
1. Danilin N.N., Abdulaev A.A., Vorob'ev [Vibration monitoring of machinery issue 3, pp. 21-23.
Yu.M., Sviridov V.I. Predel'nye urovni equipment and early detection of 8. Zakirnichnaya M.M., Devyatov A.R.
vibratsiy, ostatochnyy resurs korabel'nykh operational damages]. Vestnik nauchno- Prognozirovanie dolgovechnosti
mashin i mekhanizmov [Limits level tekhnicheskogo razvitiya. 2008, rabochikh koles tsentrobezhnykh
of vibration, residual life of ship issue 7 (11), pp. 45-50. nasosnykh agregatovpri perekachivanii
mechanisms and machinery]. ZbIrnik 5. Guidance document 26.260.004-91 tyazhelykh nefteproduktov[Predicting
naukovih prats SNUYaEtaP, 2012, Guidelines. Prediction of residual service durability of impellers of centrifugal
issue 3 (43), pp. 20-28. life equipment by modify parameters of pumps for pumping heavy oil] // Oil and
2. GOST 27.002-89 Industrial product its technical condition during operation. gas business, 2011, issue 6, pp. 420-438.
dependability. General principles. 6. Kostyukov V.N. Naumenko A.P. Available at: http://ogbus.ru/authors/
Terms and definitions. Prakticheskie osnovy vibroakusticheskoy Zakirnichnaya/Zakirnichnaya_3.pdf
3. Prahov I.V. Otsenka povrezhdennosti diagnostiki mashinnogo oborudovaniya 9. GOST 18855-94 Rolling bearings. Dinamic
nasosnyih agregatov po znacheniyam [Practical bases of vibroacoustic load ratings and rating life.
parametrov garmonik tokov i diagnosis of machinery equipment]. 10. Yamaliev V.U., Gareev R.R. Optimizatsiya
napryazheniy elektroprivoda [Damage Omsk: Omsk State University, 2002, sistemy diagnostirovaniya
assessment of pumping units for 108 p. dinamicheskogo oborudovaniya na
parameter values harmonic currents and 7. Barkov A.B. Diagnostika iprognozirovanie ustanovkakh kompleksnoy podgotovki
voltages electric driver]: dissertation of tekhnicheskogo sostoyaniya podshipnikov gaza [Optimizing diagnostic system
ph.d. Ufa, 2011, pp. 59. kacheniya po ikh vibroakusticheskim of dynamic equipment on complex
4. Sokolova A.G., Balitskiy F.Ya. kharakteristikam [Diagnostics and gas treatment plants]. Gazovaya
Vibromonitoring mashinnogo forecasting technical condition of promyshlennost', 2012, issue 12,
oborudovaniya i rannee obnaruzhenie rolling bearings by their vibroacoustic pp. 91-93.
