Введение
Вданном дипломном проекте рассматривается возникновение паразитных колебаний вротационных машинах их измерение отслеживание, а также методы их диагностики иустранения.
Уротационных машин, как например, турбин, турбокомпрессоров, насосов,вентиляторов, электродвигателей и генераторов, механические колебания этонежелательное и мешающее явление. Колебания уменьшают эксплуатационнуюнадежность и срок службы машин, так как они представляют собой дополнительнуюдинамическую нагрузку. Они способствуют преждевременному износу подшипников имогут привести к деформации роторов, поломке материала и повреждениюфундамента.
паразитныйколебание устранение диагностика
1. Колебания машин
Колебаниямашин создаются преимущественно их вращающимися и осциллирующими частями. Приэтом, главным возбудителем колебаний является неуравновешенность роторов.
Ротор,имеющий дисбаланс создает во время вращения свободные центробежные силы,зависимые от частоты вращения (рисунок 1.1). Их величина вычисляется на основеследующего соотношения/>, дисбаланс и нарадиусе />создает на вращающемся сугловой скоростью />роторе свободнуюцентробежную силу/>:
/>
Рисунок1.1 – Дисбаланс на вращающемся роторе
Вызванныедисбалансом центробежные силы и действующие на ротор переменные силы (например,магнитные силы, гидравлические силы и т.п.) побуждают ротор и вал ротора кколебаниям. Через масляную пленку подшипников скольжения (или через подшипникикачения) колебания и усилия передаются на опоры и на фундамент машины. Величинапередаваемых колебаний зависит от ряда разных параметров. Самые существенные изних это: жесткость и демпфирование масляной пленки, опор и фундаментов, а такжемасса роторов, опор и фундаментов.
Каквидно на рисунке 1.2 и 1.3, различаем три вида колебаний:
a) Относительные колебания валов – этобыстрые движения вала ротора по отношению к вкладышу подшипника.
b) Абсолютные колебания опор – под этимподразумеваются быстрые движения вкладыша подшипника и корпуса подшипника поотношению к жесткой опорной точке в пространстве.
c) Абсолютные колебания валов – этобыстрые движения вала ротора по отношению к жестко установленной опорной точкев пространстве.
/>
Рисунок1.2 – Виды колебаний у машин
/>
Рисунок1.3 – Виды колебаний и места их измерения (на примере подшипника скольжения)
В товремя как раньше оценка плавности хода всех машин проводилась исключительно наоснове колебаний подшипников, сегодня принимается во внимание конструкцияданных машин, а при измерении предпочтение отдается тому виду колебаний,который имеет самую большую выразительность.
Какправило, можно считать, что:
a) у машин на подшипниках скольжения, какнапример, у турбин, компрессоров, передач и насосов, оценка плавности ходапроводится на основе измерения относительных колебаний валов.
b) у машин на подшипниках качения, какнапример, воздуходувок, центрифуг и мельниц оценка получаются вследствиеизмерения абсолютных колебаний подшипников.
Крометого, у машин на подшипниках скольжения следует дополнительно учестьсоотношения масс и жесткости испытуемой машины:
a) Ротор с малой массой сможет побудитьжесткую опорную конструкцию с большой массой только к незначительным колебаниямподшипников. Такие особенности конструкции встречаются, например, у множестваротационных компрессоров. В их случае ротор в своих подшипниках скольженияосуществляет большие движения вала. Относительные колебания вала тогда накоэффициент 10 – 50 больше, чем абсолютные колебания подшипников. В этом случаекак измеряемую величину следует выбрать исключительно относительные колебаниявалов.
b) Если масса роторов увеличивается, аопорная конструкция остается неизменной, то изменяется соотношение междуколебаниями валов и колебаниями подшипников. В случае турбоагрегата мощностью в100 МВт относительные колебания валов, как правило, только на коэффициент 4 – 10больше, чем абсолютные колебания подшипников. Также и в этом случаепредпочтение отдается измерению относительных колебаний валов. В случаетурбоагрегатов для электростанций принято, дополнительно к этому измерять ещеабсолютные колебания подшипников, чтобы получить более обширное описаниеходовых качеств машин.
c) В случае очень больших машин, особенноэлементов низкого давления паровых турбин мощностью от 600 МВт, масса ротора посравнению с массой опорной конструкции дальше растет. Здесь абсолютныеколебания валов могут достигнуть примерно таких же самых значений, какабсолютные колебания подшипников. Относительные колебания валов тогда оченьмалые. Поэтому в таких случаях рекомендуется измерять абсолютные колебаниявалов.
Еслипри одинаковой опорной конструкции масса ротора увеличивается, то относительныеколебания валов становятся меньше, а абсолютные колебания подшипников больше.
/>
Рисунок1.4 – Соотношение масс ротора и подшипника.
1.1 Измерение колебаний машин
1.1.1 Относительные колебания валов
Ротор,имеющий дисбаланс приводит к колебаниям вала. Центр вала движется во времявращения по траектории, именуемой кинетической траекторией вала. В идеальныхусловиях, то есть, в случае изотропного вала и изотропных подшипников,кинетическая траектория, вызванная дисбалансом, составляет круг для каждогосечения ротора. Но обычно подшипники машин анизотропные, то есть, они имеютразную податливость в своих обоих главных направлениях жесткости. Поэтому ихкинетическая траектория вала принимает характер эллипса, который, в крайнемслучае, может приобрести форму прямой (Рисунок 1.5).
/>
W – центрвала или центр вращения ротора
К – кинетическаятраектория вала
Рисунок1.5 – Вызванная дисбалансом кинетическая траектория вала с изотропными ианизотропными подшипниками
Величина,форма и положение кинетической траектории вала изменяется в зависимости отчисла оборотов. Обычно кинетические вылеты вала достигают максимума прикритической скорости вращения.
Кинетическаятраектория вала содержит все информации о колебаниях вала ротора. Для полнойрегистрации кинетической траектории вала, то значит, движения вала в однойрадиальной плоскости ротора, именно в этой плоскости следует закрепить двадатчика, в двух перпендикулярных друг к другу направлениях (Рисунок 1.6). Дляполного учета кинетической траектории вала, в радиальной плоскости следуетустановить два датчика под 90° один к другому.
/>
Рисунок1.6 – Расположение датчиков
Каждыйдатчик принимает измеряемые в его монтажном направлении вибросмещения вала />и />. Синфазное сложениемгновенных вибросмещений дает мгновенную кинетическую амплитуду вала вплоскости измерения:
/>
Примерывременной зависимости вибросмещений и соответствующих кинетических траекторийвалов показаны на рисунке 1.7 и 1.8. В самом простом случае, при одной толькочастоте, кинетическая траектория вала эллипс (рисунок 1.8). Собранные вместеколебания приводят, в зависимости от свойственного им частотного спектра, кбольшему или меньшему искажению кинетической траектории вала (рисунок 1.7).
Извозможных величин измерения, как-то: висбросмещение, колебательная скорость иускорение, решающей величиной для колебаний вала выделено вибросмещение(единица измерения:/>).
Вибросмещениеопределяют двумя характеристиками:
a) максимальная амплитуда />
b) наибольший размах колебаний />
Причемдля определения состояния, достаточно одной, только из этих двух величин. Измерениеколебаний вала следует всегда проводить в зоне опоры.
/>
Рисунок1.7 – Примеры временной зависимости вибросмещений и соответствующихкинетических траекторий валов все присутствующие колебания
/>
Рисунок1.8 – Примеры временной зависимости вибросмещений и соответствующихкинетических траекторий валов только при одной частоте
Максимальнаяамплитуда колебаний/> — определяется,как наибольшее значение кинетической амплитуды/> вплоскости измерения (рисунок 1.7):
/>
Завеличину определения в Европе и, особенно в Германии предпочтительнопринимается максимальная амплитуда. Это соответствует требованиям рекомендации2059 VDI, которые обосновывают рекомендуемые предельные значения исключительнона максимальной амплитуде.
Наибольшийразмах колебаний /> — определяются,как наибольшее значение, зарегистрированных в обоих направлениях измерения 1 и2 размаха колебаний />и />(рисунок 1.7):
/>
Размахомколебания обозначается здесь значение от пика до пика вибросмешения.
В СШАи в промышленности предпочитают в качестве определяющей величины именно этухарактеристику. Она согласна Стандарту API 670, однако, не соответствует VDI 2059, л. 1 по 5.
Вообщеже, нет возможного прямого сравнения между характеристикой «максимальногоразмаха» и «наибольшей амплитуды колебаний». Если нельзя было обойти этосравнение, то его можно произвести при соблюдении следующего отношения:
/>
Взависимости от положения и вида кинетической траектории вала, при пересчетевеличин, следовательно, чтобы получить приблизительную максимальную амплитуду />следует умножить значениебольшего размаха колебаний />назначение коэффициента между 0,5 и 0,7.
Вибродатчик колебаний вала – дляизмерения относительных колебаний вала употребляются, в настоящее время, безисключения, только бесконтактные датчики вибросмещения, работающие по принципувихревых токов. Эти датчики охватывают все движения ротора в диапазоне частотот 0 до 10000 Гц.
Наконце каждого датчика встроена небольшая измерительная катушка, уложенная вособой эпоксидной смоле. Эта катушка, кабель датчика, удлинительный кабель иосциллятор составляют колебательный контур, питаемый несущей частотой в,приблизительно 1,2 МГц, (Рисунок 1.9).Измерительная схема по методу вихревыхтоков состоит из датчика, удлинительного кабеля и осциллятора
Подвлиянием несущей частоты, вокруг измерительной катушки образуетсяэлектромагнитное переменное поле. Если подвести к этому полю электропроводящеетело, то оно вносит затухание катушки, и это позволяет определить, на какомрасстоянии от катушки находится тело.
/>
Рисунок1.9 – Измерительная схема
Навыходе осциллятора образуется постоянное напряжение и переменное напряжение ссуперпозицией. Постоянное напряжение пропорционально среднему расстоянию междутелом и катушкой, а переменное напряжение колебаниям тела. Эти напряжения могутбыть замерены на приборах для измерения колебаний, учтены и контролированы.
1.1.2 Абсолютные колебания опор
Колебаниявала представляют непосредственную реакцию ротора на воздействующие на негопеременные усилия. Через реагирующую, как пружина пленку масла подшипникаскольжения или через тело качения подшипника качения, колебания вала передаютсячастично на опорную конструкцию, на картер машины и на её фундамент. Этиколебания представляют косвенную реакцию на усилия ротора. Они обозначаются,как «колебания опоры».
Соотношениевеличин между колебаниями вала ротора и возникающими на поверхности машиныколебаниями опор зависит от множества факторов влияния. Поэтому его заранеенельзя с уверенностью предопределить. Вообще же, как правило, на основанииколебаний вала заключений по поводу колебаний опор, и наоборот, делать нельзя.
Приабсолютных колебаниях опор, рассматриваются колебания, возникающие наповерхности машины и, в особенности при колебаниях вблизи опор или на самихопорах.
Этиколебания чаще всего замеряются без особых трудностей.
Длямест измерения указаны кожухи опор, притом замерять следует в трех координатныхнаправлениях (рисунок 1.10 и 1.11).
Длямашин с горизонтальной осью, это следующие направления:
a) горизонтальное,
b) вертикальное.
c) осевое направление.
Полученныев этих местах измерения результаты учитываются раздельно и контролируются. Мыздесь сознательно отказываемся от векторного сложения значений колебаний,замеренных в координатных направлениях, (как практикуется при максимальнойамплитуде />относительного колебаниявала).
/>
Рисунок1.10 – Рекомендуемые точки замера на опорах крупных вращательных машин (взятоиз Стандарта ИСО 39 45)
/>
Рисунок1.11 – Рекомендуемые точки замера на электрических машинах (взято из СтандартаИСО 2373)
Извозможных величин измерения, международно-распространенными и всеобще принятымиНормами и Рекомендациями, за решающую величину для абсолютных колебаний опорпринято эффективное значение виброскорости: />Единицаизмерения этого значения: [мм/сек].
Эффективноезначение виброскорости определяется следующим образом:
/>
Присложении отдельных частичных частот колебаний, принимаются во внимание лишь течасти колебаний, частота которых заключается в пределах от 10 до 1000 Гц.
Наибольшееиз замеренных, в предписанных местах измерения, и в заданном направленииизмерения, эффективных значений частоты колебания машины, называется интенсивностьюколебаний.
Интенсивностьколебаний это обширная и просто замеряемая характеристика, хорошо описывающаяколебательное состояние машины приводящая к надежной оценке.
Некоторые,ограничиваемые для специальных машин нормы, ряд национальных норм и рекомендацийи некоторые внутризаводские нормали уточняют следующие величины измерений дляколебаний опор:
a) пиковое значение ускорения колебания />(Единица измерения: [м/сек2]или/>. Причем 1/> = 9.81 м/сек2)
b) пиковое значение вибросмещения/>(Единица измерения: />)
c) значение от пика до пика вибросмещения />(Единица измерения: />).
Этиединицы измерения не соответствуют международно признанным стандартам ИСО,нормам ДИН и рекомендациям VDI.
Абсолютныеколебания опор могут замеряться либо пьезоэлектрическими датчиками ускорения,либо электродинамическими датчиками частоты колебаний. В обоих случаях, длязамера надо датчики держать у корпуса машины или привинтить их к нему (рисунок1.12). Они действуют при контакте с машиной.
Всеизмерительные приборы и контрольные установки главным образом оборудуютсяэлектродинамическими датчиками виброскорости.
Схемаконструкции датчика представлена на рисунке 1.13. В кольцевидном воздушномзазоре постоянного магнита (4) движется катушка (1), подвешенная на двухмембранных пружинах (2), позволяющих колебание. Катушка, собственной массой,массой опоры катушки (3) и, благодаря жесткости мембранной пружины образуетсейсмическую массу. Если датчик приводится в колебательное движение, то магнитперемещается, затрагивая неподвижную катушку. Таким образом, катушка прерываетлинии поля магнита, благодаря чему в ней индуцируется напряжение, пропорциональноечастоте колебаний. Это напряжение может очень простым образом замерятьсявиброизмерительными приборами или контрольными установками, ими учитываться иконтролироваться.
/>
Рисунок1.12 – Метод установки вибродатчика
/>
Рисунок1.13 – Конструкция электродинамического датчика виброскорости
1.2 Контроль колебаний машин
Вбольшинстве случаев определение состояния колебаний важных для производства икапиталоемких машин, машин с дистанционным управлением и машин с «тенденцией кколебаниям» с помощью переносных измерительных приборов недостаточно. В данномслучае, для определения и сообщения каждой неполадки – а прежде всего, внезапноизменяющихся колебаний – требуются виброконтрольные установки, работающие врежиме непрерывного измерения.
Задачавиброконтрольных установок состоит в надежной защите машин от поврежденийвследствие колебаний. Для выполнения своей задачи, виброконтрольные установки свысокой надежностью должны обеспечивать данные операции:
a) Непрерывное измерение колебаний машин
b) Автоматическое сравнение измеряемыхзначений с заранее устанавливаемыми предельными значениями
c) Корректировка системой управления (Вдиапазоне предельных значений)
d) Срабатывание реле при превышениипредельных значений для отключения машины
Виброконтрольныеустановки (рисунок 1.14) должны сигнализировать каждое нарушение предельныхзначений, которое приводит к превышению заранее установленной задержкисрабатывания. Такую же важную роль играет исключение ложных сигнализаций,вызываемых помехами в системе контрольной электроники или в блоке питания.Современные контрольные установки оснащены многочисленными схемами – от схемшунтирования при отказе сети до «схем ОК» измерительных цепей датчиков, которыезащищают от ложных сигнализаций. Благодаря этому, до значительной степениисключаются ложные сигнализаций, которые могут приводить к ненужным отключенияммашин и потерям в производстве.
Дляконтроля действуют те же самые принципы как для измерения колебаний машин. Датчики,точки измерения и измеряемые величины идентичны. Предельные значения дляпредупреждения и отключения
a) определяются изготовителем машин, или
b) выводятся из нормальногоэксплуатационного состояния машины, или
c) берутся из указанных стандартов идиректив.
Увентилятора (рисунок 1.15), опирающегося на подшипники качения, контролируютсяабсолютные колебания обоих подшипников. Обычно достаточно монтировать датчиквиброскорости только в направлении максимального размаха колебаний, т.е., в большинствеслучаев в горизонтальном направлении.
/>
Рисунок 1.14 – Принципиальная схема прибора для контроляотносительных колебаний валов в подшипнике скольжения
/>
Рисунок1.15 – Монтирование датчика к вентилятору
Утурбокомпрессоров (рисунок 1.16) в подшипниках скольжения контролируютсяотносительные колебания валов. Для этого, в каждый подшипник ввинчены двабесконтактных датчика перемещения, которые на 90° смещены друг относительнодруга.
/>
Рисунок1.16 – Монтирование датчика к турбокомпрессору
Вслучае необходимости контроля колебаний отдельных машин в немногих точкахизмерения, как, например, вентиляторов, центрифуг и малогабаритных турбин,самое рентабельное решение предоставляют одно или двухканальныевиброконтрольные приборы. Данные приборы жесткой конструкции включают в себявсю систему контрольной электроники с измерительным усилителем, реле предельныхзначений и блоком питания напряжением.
Большиемашинные агрегаты, как турбоагрегаты на электростанциях и турбокомпрессорытребуют контроля колебаний на многочисленных опорных точках (Рисунок 1.7). Кромеколебаний, часто и следует проводить контроль других, важных для эксплуатациимашины, измеряемых величин, как например:
a) относительных колебаний валов
b) абсолютных колебаний подшипников
c) осевых и радиальных смешений валов
d) эксцентриситета вала ротора
e) относительного удлинения вала
f) абсолютного расширения кожуха
g) числа оборотов
h) температуры
i) положения клапана
/>
Рисунок1.17 – Измеряемые величины и точки измерений для контроля паровоготурбоагрегата в 450 МВт
Решениютаких задач способствует применение модульных контрольных установок, которыеможно собирать из любых модулей в любом объеме, приспосабливать к каждойизмеряемой величине и оснащать требуемыми для конкретной машины элементами
1.3 Диагноз колебаний машин
Есликолебания машины превышают допустимые предельные значения, необходимо выяснитьпричины такого явления. Только если причины и возбудители колебаний известны,возможно, систематическое подавление этих колебаний.
Операцииизмерения и контроля дают возможность количественного описания вибрационнойхарактеристики (рисунок 1.18). Качественное описание состава или причин ивозбудителей колебаний машин возможно только после проведения диагноза колебаний,причем частотный анализ играет главную роль.
/>
Рисунок1.18 – Мероприятия для диагноза колебаний и систематического подавленияколебаний машин
Частотный анализ – при частотноманализе смесь колебаний машин определяется с помощью вибродатчиков и путемизмерительной техники разлагается на гармонические составляющие. Иными словами:Осуществляется анализ Фурье, результатом которого является определение всехвозникающих частот колебаний с соответствующими амплитудами.
Нарисунке 1.19 показан типичный пример механических колебаний электродвигателя. Вверхней диаграмме показана вся смесь возникающих на поверхности машиныколебаний в зависимости от времени. С помощью частотного анализаобнаруживается, что данная смесь колебаний состоит из трех дискретныхколебаний. Первая составляющая смеси колебаний встречается с частотой в 25 Гц,что соответствует частоте вращения электродвигателя. Следовательно, причинойвозникновения этой составляющей колебаний является дисбаланс электроякоря.Вторая составляющая колебаний встречается с частотой в 4 Гц. Причинойвозникновения этой составляющей является приводимый ременным шкивом ремень,который в данном случае вращается с частотой в 4 Гц. Третья составляющаяколебаний имеет частоту в 100 Гц и является типичной для машин переменногонапряжения. Во время каждого периода сетевого напряжения магнитное полеэлектрической машины дважды перемагничивается, вследствие чего в статоревозникают переменные силы с двойной сетевой частотой, которые в свою очередьвозбуждают листовые элементы статора к колебаниям с частотой f = 100 Гц.
Одновременноевозникновение трех гармонических составляющих колебаний приводит к показанной вдиаграмме вибрационной характеристике. Даже этот простой пример уже показывает,что только частотный анализ обеспечивает интерпретацию колебаний и точнуюидентификацию возбудителей колебаний. Нижеприведенный рисунок ясно показываетпреимущества частотного анализа при подавлении колебаний машин. Изображенырезультаты частотного анализа в масштабе частоты, проведенного для строгальногостанка для дерева. В диаграмме указана виброскорость отдельных колебанийподшипников в зависимости от частоты. Для наглядности на обе оси нанесенологарифмическое деление.
Приоценке частотного анализа необходимо исходить из того, что каждая вращающаяся иосциллирующая деталь машины генерирует колебания преимущественно с ее частотойдвижения. Причиной этого у роторов в большинстве случаев является дисбаланс, ау осциллирующих деталей – не полностью уравновешенные массовые силы. С помощьюопределяемого спектра частот и чертежа машины можно определять, какиесоставляющие колебаний машины принадлежат к отдельным движущимся массам машины,т.е. определяются возбудители колебаний (рисунок 1.20).
/>
Рисунок1.19 – Колебания электродвигателя
Внастоящем примере (рисунок 1.20) частота вращения приводного ремня составляет10 Гц. При каждом повороте стык ремня возбуждает ременный шкив приводногодвигателя и ременный шкив шпинделя к колебаниям, частота которых составляет 10Гц и 20 Гц (т.е., двойная частота). Составляющая колебаний с максимальнойскоростью имеет частоту в 24,9 Гц, которая точно соответствует частоте вращенияременного шкива. Следовательно, можно делать вывод: дисбаланс ременного шкива.
Другиечастоты могут вызываться соседним, установленным на том же фундаменте фрезернымстанком, дисбалансом строгального инструмента, подшипниками качения и 4-мянаходящимися на строгальном инструменте со смещением на 90° друг относительнодруга ножами.
Притаком спектре частот машины подавление колебаний просто. Сначала определенныесоставляющие колебаний устраняются на вибровозбудителях, генерирующих колебанияс высокой скоростью, так как они оказывают особенно сильное влияние наплавность хода. Следовательно, в данном примере, прежде всего, требуетсяустранение дисбаланса ременного шкива приводного двигателя и инструментамашины.
/>
Рисунок1.20 – Результат частотного анализа для строгального станка для дерева
На практике часто есть желание, получить патентный рецепт длянадежной идентификации вибровозбудителей. Это, ввиду многообразности машинособенно по конструкции возможно только с определенными ограничениями. Несмотряна это гарантия нахождения каждого вибровозбудителя машины с помощью этихинформационных материалов не дается.
В таблицах 1.1 и 1.2 указаны встречаемые чаще всего причиныколебаний машин, характерные признаки их опознавания и соответствующие меры дляустранения этих колебаний. Для облегчения интерпретации различаются междуколебаниями роторов в подшипниках качения (т.е., абсолютными колебаниямиподшипников) и колебаниями роторов в подшипниках скольжения (т.е.,относительными колебаниями валов).
Первое место среди возбудителей колебаний занимает дисбалансроторов, который приводит к колебаниям с частотой вращения. Балансировка ротораустраняет эти колебания или, по меньшей мере, снижает их до допустимыхзначений.
Второе место при этом занимает неправильный монтаж. Под этимвыражением следует понимать неточную выверку, заклинивание сцеплений, зазор ибиение фланцевых соединений, которые приводят к механическим колебаниям. Этиколебания также могут иметь частоту вращения детали. Кроме того, особеннохарактерно, что наряду с колебаниями в радиальном направлении также возникаютсильные осевые колебания с изменением амплитуды в зависимости от нагрузки ичисла оборотов.
Эти колебания устраняются путем выверки вращающихся деталей. Приэтом проверяются радиальное и осевое биения валов роторов сцеплений, например,с помощью стрелочного индикатора.
Часто колебания возбуждаются и дефектными подшипниками качения,которые создают разные, в большинстве случаев очень высокие частоты колебаний.Такие колебания можно естественно устранять только путем замены дефектныхподшипников качения.