В.А. Смирнов

В данной работе рассмотрен метод идентификации несоосности опор электродвигателя, которая является причиной высокой вибрации, не устраняемой обычной центровкой. Рассмотрена возможность использования кроме спектральных других информативных характеристик вибрационных сигналов, а также возможности применения синхронного двухканального анализа вибрационных сигналов.

ВВЕДЕНИЕ

    Насосные агрегаты, установленные на водонапорной станции города Нижнего Новгорода, представляют собой центробежные насосы производительностью 4000 м³ /час, соединенные полужесткой муфтой с электродвигателем мощностью 1250 кВт. Указанные агрегаты являются критическим оборудованием, так как от их работоспособности зависит водоснабжение крупного населенного пункта. Отказы в работе могут привести к большим убыткам, исчисляемым сотнями миллионов рублей. Неисправности роторной системы агрегатов /расцентровка валов и дисбаланс/ приводят к высоким вибрациям, которые негативно влияют на работоспособность, сокращая время межремонтного пробега. Случай, с которым столкнулись специалисты группы мониторинга фирмы ИНКОТЕС, проводившие контроль вибрации данного оборудования, связан с нарушением соосности опор электродвигателя на одном из агрегатов в результате некачественной установки, что привело к высокой вибрации и невозможности эксплуатировать этот агрегат.

НЕМНОГО ТЕОРИИ

     Как известно, характерным признаком расцентровки двух валов, соединенных жесткими /полужесткими/ муфтами, является увеличение второй гармоники частоты вращения в радиальном и, в большей мере, в осевом направлении в спектрах, снятых с подшипниковых опор. Данное положение справедливо для роторных систем, имеющих линейную или слабо нелинейную восстанавливающую характеристику. Опыт проведения работ по устранению вибрации оборудования различного типа, в том числе, газотурбинных установок компрессорных станций, показал, что в системах, имеющих существенно нелинейную восстанавливающую характеристику опор, идентификация расцентровки с помощью указанного признака затруднена, так как высокочастотный спектр /до 10-й кратности/ может быть обусловлен также и дисбалансом. Электродвигатели рассматриваемых агрегатов имеют выносные подшипниковые стойки на консольных платформах, прикрепленных к раме двигателя. В целом такая конструкция обладает существенно нелинейной восстанавливающей характеристикой, достаточно чувствительной к возбуждению на роторных частотах. Частота вращения ротора агрегата составляет 16,67 Гц, а весь информативный спектр простирается до частоты 400 Гц. Идентификация расцентровки для таких систем требует рассмотрения всего информативного спектра, а также применения некоторых дополнительных характеристик, возможность получения которых обеспечивают двухканальные анализаторы с синхронной обработкой сигналов по обоим каналам.

СИСТЕМА ИЗМЕРЕНИЯ И АНАЛИЗА ВИБРАЦИИ

    Для измерения и анализа вибрации насосных агрегатов применялась система ДСА-2001 и другая аппаратура, функциональная схема приведена на рис.1. При измерениях датчики устанавливались на крышки подшипников с ориентацией оси X вдоль оси электродвигателя. Вибрация от каждого датчика /направления X, Y и Z/ и сигнал с датчика оборотов синхронно записывались на магнитную ленту, подобная запись осуществлялась с датчиков, установленных на каждом подшипнике.
Анализ вибрационных сигналов осуществлялся в лабораторных условиях.

Рис.1. Функциональная схема системы измерения и анализа вибрации насосных агрегатов.:
1. вибродатчик 4321, 2. измерительный магнитофон 7005, 3. двухканальный следящий фильтр 5716, 4. генератор управления типа 1047, 5. диагностическая система ДСА-2001; принтер.

ПРАКТИЧЕСКИЙ СЛУЧАЙ

    На одном из насосных агрегатов /№ 4/ в процессе очередной проверки вибрации была зарегистрирована высокая вибрация, которая ставила под сомнение его дальнейшую эксплуатацию. Спектральный анализ записанных на магнитную ленту сигналов в диапазоне до 500 Гц показал, что спектр с передней и задней опор электродвигателя содержит высокочастотные составляющие 2-6-й кратностей от частоты вращения. Этот спектр был идентифицирован как спектр расцентровки, так как ранее аналогичный спектр был получен на другом агрегате, имеющем расцентровку, после устранения которой интенсивность высших гармоник существенно снизилась. Спектры до и после устранения расцентровки приведены соответственно на рис.2,3. Проверка центровки на агрегате номер 4 действительно показала большие отклонения центровки от нормы, после ее устранения агрегат был вновь запущен, но его вибрационное состояние не улучшилось. Встал вопрос, в чем же причина? Подозрение было на дисбаланс ротора электродвигателя, но это предположение отпало, так как во время ремонта двигатель запускался для апробации в расцепленном с насосом состоянии и уровни первых роторных гармоник (характеризующих дисбаланс), снятых с опор, были невелики. Подсказку дало сравнение траекторий, полученных в режиме синхронного накопления с помощью системы ДСА-2001. На канал А подавался сигнал поперечной вибрации опоры, на канал Б - сигнал вертикальной вибрации опоры, записанные синхронно. В качестве пускового использовался сигнал с датчика оборотов. Предварительно сигналы синхронно фильтровались с помощью фильтра 5716, частота настройки фильтра - 16.67 Гц /первая гармоника/, ширина полосы пропускания 3.16 Гц. Количество усреднений - 50. Полученные характеристики, по сути, показывали траектории колебаний опор на частоте вращения в точке измерения в поперечной плоскости. На рис.4,5,6,7. показаны траектории колебаний заднего подшипника электродвигателя при наличии и отсутствии расцентровки, а также траектории, полученные на агрегате номер 4. При рассмотрении рисунков 4-7 хорошо видно, что расцентровка не оказывает влияния на изменение формы траектории, а изменяет лишь размах колебаний. В то же время, кривые, полученные на агрегате 4, имеют качественные отличия. По виду кривой на задней опоре можно судить о стесненности колебаний в вертикальном направлении, т.к. форма кривой существенно искажена по сравнению с эталонной (рис.6). Было сделано предположение, что опоры двигателя имеют несоосность. Необходимо было выяснить, находится ли задняя опора выше или ниже передней. Так как такая проверка по методике, аналогичной заводской, в условиях станции невозможна, был проведен дополнительный анализ измерений центровки, который показал, что задняя опора расположена несколько выше передней. Для устранения этой несоосности была уменьшена толщина прокладок под задней опорой двигателя. После монтажа и подцентровки, агрегат был запущен и выведен на рабочий режим. Вибрация резко снизилась до приемлемых значений, а форма траекторий приблизилась к нормальной /рис.7/. Работоспособность агрегата была восстановлена.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

    Рассмотренный случай показал, что в системах с большой степенью нелинейности характеристик опорных конструкций достаточно сложно идентифицировать неисправности роторной системы по спектру вибрации. Для получения более достоверного диагноза требуется получение дополнительных характеристик и проведение синхронных измерений в радиальном и осевом направлениях. Рассмотренные в работе характеристики вибрации позволили идентифицировать несоосность опор и восстановить работоспособность агрегата. Рассмотренная методика может быть успешно реализована с помощью портативной вибродиагностической системы ДСА-2001, которая обеспечивает обработку вибрации синхронно по двум каналам

Рис.2. Спектр осевой вибрации заднего подшипника электродвигателя до ремонта.

Рис.3 Спектр осевой вибрации заднего подшипника электродвигателя после ремонта.

	В начало статьи