ГОСТ Р ИСО 13373-5-2022. Национальный стандарт Российской Федерации. Контроль состояния и диагностика машин. Вибрационный контроль состояния. Часть 5. Методы диагностирования вентиляторов и воздуходувок
Приложение C
(справочное)
ПРИМЕРЫ ДИАГНОСТИРОВАНИЯ ВЕНТИЛЯТОРОВ И ВОЗДУХОДУВОК
C.1 Пример спектрального анализа вибрации
За два года эксплуатации главной воздуходувки в составе установки по производству серы у нее наблюдались неоднократные неисправности подшипника электродвигателя. Этот 600-ваттный двигатель переменного тока с номинальной частотой вращения 1500 мин-1 был установлен на двух подшипниковых опорах. На радиально-упорном подшипнике с неприводного конца вала наблюдалась значительная осевая вибрация, в то время как частым повреждениям был подвержен подшипник на приводном конце. Как правило, эти повреждения имели вид сдвиговой деформации сепаратора. При разборках двигателя причину неисправности установить не удалось.
Исследование поведения машины показало, что неисправность появляется спустя две-три недели после установки нового подшипника. Анализ спектра не показал каких-либо отклонений в работе двигателя, но осевая вибрация на частоте вращения ротора воздуходувки была заметно выше обычной. На рисунке C.1 показан спектр вибрации подшипника с приводной стороны двигателя, на котором видна высокая составляющая на частоте вращения. Двигатель был соединен с ротором воздуходувки через гибкую муфту и редуктор с повышающей передачей, установленный на подшипниках скольжения. Привод ротора воздуходувки от редуктора осуществлялся на частоте 4000 мин-1 через гибкую муфту. Этот ротор консольного типа также был установлен на двух подшипниках скольжения. Была отмечена высокая осевая вибрация на частоте вращения ротора как на его подшипниках, так и на подшипниках редуктора.
X - частота, Гц; Y - скорость вибрации в осевом направлении,
мкм/с; 1 - составляющая на частоте вращения
ротора воздуходувки
Рисунок C.1 - Спектр вибрации на приводном конце двигателя
На рисунке C.2 показан типичный спектр вибрации на подшипниках редуктора. Видна высокая составляющая на зубцовой частоте 1996 Гц. Кроме того, отчетливо выделяются составляющие на частоте 2365 Гц и ее гармониках с боковыми полосами. Было сделано предположение, что в машине существуют ударные процессы, возбуждающие вибрацию на собственной частоте 2365 Гц. Эта вибрация была максимальной в вертикальном и осевом направлениях. Максимальное среднеквадратичное значение скорости вибрации на подшипниках составило 5,2 мм/с.
X - частота, Гц; Y - среднеквадратичное значение скорости
вибрации в осевом направлении, мм/с
Рисунок C.2 - Спектр вибрации редуктора
Поставленный диагноз был таков. Конструкция машины чувствительна к дисбалансу. Моментная неуравновешенность ротора воздуходувки является причиной ударных воздействий в осевом направлении на редуктор, что приводит к смещению зубчатых колес в зацеплении. Эта же сила передается на подшипник электродвигателя, вызывая его повреждения. Было рекомендовано проверить состояние редуктора и выполнить балансировку ротора воздуходувки.
После разборки редуктора было обнаружено, что подшипник на стороне привода полностью разрушен. На упорном кольце подшипника редуктора и на подшипниках ротора были отчетливые следы ударов. У подшипников ротора был увеличен зазор, и наблюдалось задевание ротора о поверхности подшипников.
Была осуществлена замена редуктора, ротора вместе с подшипниками и подшипников двигателя. Это привело к существенному снижению уровня вибрации, но все же была дана рекомендация выполнить балансировку ротора. Для определения коэффициентов влияния был использован пробный груз массой 10 г. Для окончательной балансировки потребовался корректирующий груз массой 3 г. После этого среднеквадратичное значение скорости снизилось до 12 мм/с, и жалоб на повреждения подшипника больше не поступало.
Данный пример показывает возможности установления причины повышенной вибрации по анализу спектра. Источник проблем был выявлен до проведения балансировки машины. При этом была использована структурная схема диагностирования, показанная на рисунке B.1. В спектре не были обнаружены характерные составляющие подшипниковых частот, но были ясно видны нарушения в работе зубчатой передачи и дисбаланс ротора. Следует отметить, что такая повышенная вибрация на частоте вращения в осевом направлении характерна только для роторов консольного типа. Эта осевая вибрация передавалась на двигатель и была ключевым элементом в диагностировании всех сопряженных узлов воздуходувки.
C.2 Пример балансировки и ODS-анализа
Данный пример связан с высокой вибрацией печного вентилятора, применявшегося при производстве цемента. Вентилятор эксплуатировался в течение 12 лет. На этот период пришелся один полный отказ машины и существенная модификация ее конструкции в попытке решить имеющуюся проблему. В последние годы повышенная вибрация вентилятора привела к тому, что для ее снижения приходилось снижать частоту вращения ротора, что негативно сказывалось на технологическом процессе.
Обследуемая машина представляла собой крупный консольный вентилятор массой 10,5 т на подшипниках качения с диаметром крыльчатки 5 м и приводом от двигателя постоянного тока мощностью 1600 кВт. Максимальная частота вращения вентилятора составляла 490 мин-1. Технологический процесс требовал работы машины на частоте вращения, равной 95% ее максимального значения, но в силу повышенной вибрации приходилось использовать режим работы вентилятора с частотой вращения, не превышавшей 82% ее максимального значения. На фундаменте машины высотой 4 м были видимые трещины. Измерения показали, что скорость вибрации на подшипнике с неприводного конца вала составляет 290 мм/с, и эта вибрация сосредоточена в основном на частоте вращения.
Структурный подход в соответствии с рисунком B.1 не выявил неисправностей подшипника. Было очевидно, что внимания требует фундамент машины, однако в силу производственной необходимости было принято решение выполнить балансировку ротора. Это нельзя назвать вполне обоснованным решением, поскольку обычно перед проведением балансировки рекомендуется исключить другие возможные источники неисправности, однако ситуация на заводе требовала срочного принятия мер, и это заставило отложить на потом анализ состояния опорной рамы и фундамента.
Перед балансировкой была проведена очистка лопастей вентилятора, после чего вибрация снизилась до 50 мм/с. Для обнаружения возможных резонансов и уменьшения нежелательного влияния опорной рамы и фундамента была проведена запись вибрации в процессе разгона ротора. Результаты испытания приведены в таблице C.1.
Таблица C.1
Изменения вибрации при разгоне ротора печного вентилятора
Частота вращения, мин-1 | Подшипник приводного конца вала | Подшипник неприводного конца вала | ||
Среднеквадратичное значение скорости, мм/с | Фазовый угол, градус | Среднеквадратичное значение скорости, мм/с | Фазовый угол, градус | |
284 | 6,74 | -160 | 7,27 | -159 |
309 | 3,36 | -149 | 5,67 | -144 |
355 | 3,52 | 173 | 2,72 | 172 |
380 | 3,74 | 162 | 5,2 | 155 |
415 | 3,73 | 140 | 10,9 | 135 |
425 | 5,8 | 126 | 16,5 | 125 |
440 | 10,6 | 112 | 31,8 | 111 |
Из данных таблицы C.1 видно, что по мере увеличения частот вращения машина приближается к состоянию резонанса. Компьютерный расчет показал, что частота резонанса совпадает с максимальной частотой вращения ротора. Форма колебаний ротора показана на рисунке C.3. Тем не менее было принято решение выполнить балансировку машины. Из результатов измерений при разгоне видно, что вибрация на обоих подшипниках совпадает по фазе практически на всех частотах вращения при конической форме резонансных колебаний ротора.
Рисунок C.3 - Форма изгибных колебаний ротора вентилятора
С учетом совпадения фазы колебаний было решено, что балансировку достаточно провести в одной плоскости. Для получения достаточного отклика машины и определения коэффициента чувствительности был использован пробный груз массой 2 кг. Корректирующий груз (после удаления пробного) составил 6,1 кг (см. рисунок C.4). Вибрация снизилась до 2,7 мм/с и оставалась удовлетворительной. Спектры вибрации до и после балансировки показаны на рисунке C.5.
b1, b2 - корректирующие грузы; T - пробный груз
Рисунок C.4 - Статическая балансировка вентилятора
X - частота, Гц; Y - скорость вибрации, мм/с
Рисунок C.5 - Спектр вибрации до и после балансировки ротора
После успешно проведенной балансировки ротора нужно было решать проблему резонанса рамы. Были проведены измерения для получения ODS (см. рисунки C.6 и C.7). Из рисунка C.6 видно наличие качательного движения рамы в вертикальном направлении, а из рисунка C.7 - раскачивание рамы в горизонтальной плоскости. Амплитуда раскачивания возрастала с увеличением частоты вращения ротора машины и ее приближением к резонансу. По-видимому, длительный период эксплуатации вентилятора с развитым дисбалансом ротора привел к тому, что армирующие пруты железобетонной конструкции фундамента, расположенные на глубине 0,8 м от его поверхности под опорной рамой машины, отделились от бетонной массы. Было использовано моделирование методом конечных элементов динамики опорной рамы и фундамента, чтобы получить (и применить на практике) характеристики опорной конструкции, позволяющие избежать раскачиваний рамы и повышающие частоту резонанса до значения, далеко отстоящего от рабочей частоты вращения.
Рисунок C.6 - Вертикальное раскачивание опорной рамы
Рисунок C.7 - Смещения опорной рамы
в горизонтальной плоскости
C.3 Пример ODS-анализа
В данном примере из нефтехимической отрасли рассматривается вибрация опорной плиты вертикального вентилятора воздушного охлаждения, расположенной на общей для 12 аналогичных вентиляторов поднятой стальной раме. Эти вентиляторы обеспечивали охлаждение трех газовых турбин мощностью 9 МВт каждая. В состав вентилятора входил электродвигатель с горизонтальным расположением вала и редуктор с коническими колесами (см. рисунок C.8). При эксплуатации машины наблюдались частые повреждения в виде сдвиговой деформации входного вала редуктора в месте его соединения с валом электродвигателя. Изготовитель предложил использовать входной вал большего размера, однако это привело к ускоренному износу редуктора.
1 - 1-й подшипник редуктора; 2 - 2-й подшипник редуктора;
3 - 3-й подшипник редуктора; 4 - 4-й подшипник редуктора;
5 - подшипник колеса вентилятора; 6 - подшипник приводного
конца вала электродвигателя; 7 - подшипник неприводного
конца вала электродвигателя; 8 - опорная плита
Рисунок C.8 - Схематическое изображение
конструкции вентилятора
Процедура диагностирования была осуществлена в соответствии со структурной схемой, показанной на рисунке B.1, в результате чего по анализу спектра вибрации было установлено отсутствие дефектов подшипника и дисбаланса, но наличие значительной составляющей на шестой гармонике частоты вращения, т.е. на лопастной частоте вентилятора. Исследование условий работы вентилятора показало, что углы наклона лопастей и зазоры между лопастями были установлены правильно. Это дало возможность исключить из рассмотрения причин повышенной вибрации возбуждение аэродинамической природы. Было проведено также испытание на воздействие ударом, которое, однако, не позволило прийти к определенным выводам из-за помех от распространения вибрации по общей раме и невозможности одновременного отключения всех вентиляторов воздушного охлаждения. Более эффективным средством оказался ODS-анализ вибрации опорной плиты на шестой гармонике частоты вращения, результаты которого показаны на рисунках C.9 и C.10.
Y1 - сторона редуктора; Y2 - сторона электродвигателя
Рисунок C.9 - ODS-анализ опорной плиты
в горизонтальной плоскости
Y1 - сторона редуктора; Y2 - сторона электродвигателя
Рисунок C.10 - ODS-анализ опорной плиты
в вертикальном направлении
Из рисунков видно, что основные смещения как в горизонтальном, так и в вертикальном направлениях имели место посередине опорной плиты, т.е. в том месте, где и наблюдались повторяющиеся повреждения. Таким образом, причиной неисправностей была недостаточная жесткость опорной плиты в месте расположения входного вала редуктора, что приводило к его повреждениям. При этом увеличение диаметра вала приводило к тому, что возбуждение передавалось внутрь редуктора, вызывая ускоренный износ его частей. В качестве корректирующего действия было предложено усилить жесткость опорной плиты.
C.4 Пример дефекта подшипника
В данном примере описано нехарактерное повреждение. Во время приемочных испытаний на цементном заводе была выявлена относительно высокая вибрация нового вентилятора с подшипниками качения. Спектры вибрации показаны на рисунках C.11 и C.12.
X - частота, Гц; Y - скорость вибрации, мм/с
Рисунок C.11 - Спектр вибрации подшипника с приводного
конца вала
X - частота, Гц; Y - скорость вибрации, мм/с
Рисунок C.12 - Спектр вибрации подшипника с неприводного
конца вала
Диагностирование по схеме на рисунке B.1 показало, что в спектре отсутствуют составляющие на характерных подшипниковых частотах, нет признаков неисправностей из-за неправильной установки машины и дисбаланса. Не наблюдалось также вибрации на лопастной частоте вентилятора. Однако при этом работа подшипников была очень шумной. Спектры вибрации, подобные показанным на рисунках C.11 и C.12, обычно не связывают с повреждениями подшипников. При наблюдаемом общем высоком уровне вибрации ее мощность распределена по широкому диапазону частот без выделения составляющих на частотах, характерных для дефектного подшипника, таких как частота перекатывания тел по наружному кольцу (fBPO), частота перекатывания тел по внутреннему кольцу (fBPI), частота вращения тел качения (fBS) или частота вращения сепаратора (fFT).
После беседы с сотрудниками завода выяснилось, однако, что в непосредственной близости от вентилятора проводились сварочные работы. Это заставило пересмотреть результаты проведенного анализа. Причиной вибрации, показанной на рисунках C.11 и C.12, могли быть электрические разряды в подшипниках, вызванные сварочными работами, если они проводились без должной электрической защиты. Разборка подшипников показала отчетливо видимые следы электрических разрядов. После замены подшипников вентилятор успешно прошел процедуру приемки.
Подписаться на обновления