Усунення вібрації насосного агрегату
У цій роботі розглянуто метод ідентифікації неспіввісності опор електродвигуна, яка є причиною високої вібрації, що не усувається звичайним центруванням. Розглянуто можливість використання крім інших спектральних інформативних характеристик вібраційних сигналів, а також можливості застосування синхронного двоканального аналізу вібраційних сигналів.
Насосні агрегати, встановлені на водонапірній станції міста Нижнього Новгорода, є відцентровими насосами продуктивністю 4000 м 3 /год, з'єднані напівжорсткою муфтою з електродвигуном потужністю 1250 кВт. Зазначені агрегати є критичним обладнанням, оскільки від їхньої працездатності залежить водопостачання великого населеного пункту. Відмов у роботі можуть призвести до великих збитків, що обчислюються сотнями мільйонів рублів. Несправності роторної системи агрегатів /розцентрування валів та дисбаланс/ призводять до високих вібрацій, які негативно впливають на працездатність, скорочуючи час міжремонтного пробігу. Випадок, з яким зіткнулися фахівці групи моніторингу фірми ІНКОТЕС, які проводили контроль вібрації даного обладнання, пов'язаний із порушенням співвісності опор електродвигуна на одному з агрегатів внаслідок неякісної установки, що призвело до високої вібрації та неможливості експлуатувати цей агрегат.
Як відомо, характерною ознакою розцентрування двох валів, з'єднаних жорсткими / напівжорсткими / муфтами, є збільшення другої гармоніки частоти обертання в радіальному і більшою мірою в осьовому напрямку в спектрах, знятих з підшипникових опор. Це положення справедливе для роторних систем, що мають лінійну або слабо нелінійну відновлюючу характеристику. Досвід проведення робіт з усунення вібрації обладнання різного типу,в тому числі, газотурбінних установок компресорних станцій, показав, що в системах, що мають суттєво нелінійну відновлюючу характеристику опор, ідентифікація розцентрування за допомогою зазначеної ознаки утруднена, так як високочастотний спектр /до 10 кратності/ може бути обумовлений також і дисбалансом. Електродвигуни розглянутих агрегатів мають виносні стійки підшипникові на консольних платформах, прикріплених до рами двигуна. В цілому така конструкція має суттєво нелінійну відновлюючу характеристику, досить чутливу до збудження на роторних частотах. Частота обертання ротора агрегату становить 16,67 Гц, а весь інформативний спектр тягнеться до частоти 400 Гц. Ідентифікація розцентрування для таких систем вимагає розгляду всього інформативного спектру, а також застосування деяких додаткових характеристик, можливість отримання яких забезпечують двоканальні аналізатори із синхронною обробкою сигналів обох каналів.
СИСТЕМА ВИМІРЮВАННЯ ТА АНАЛІЗУ ВІБРАЦІЇ
Для вимірювання та аналізу вібрації насосних агрегатів застосовувалася система ДСА-2001 та інша апаратура, функціональна схема наведена на рис.1. При вимірюваннях датчики встановлювали на кришки підшипників з орієнтацією осі X вздовж осі електродвигуна. Вібрація від кожного датчика /напряму X, Y і Z/ і сигнал з датчика обертів синхронно записувалися на магнітну стрічку, подібна запис здійснювалася з датчиків, встановлених на кожному підшипнику. Аналіз вібраційних сигналів здійснювався у лабораторних умовах.
На одному з насосних агрегатів /№ 4/ у процесі чергової перевірки вібрації було зареєстровано високу вібрацію, яка ставила під сумнів його подальшу експлуатацію. Спектральний аналіз записаних на магнітну стрічку сигналів у діапазоні до 500 Гц показав, що спектр з передньої та задньої опор електродвигуна містить високочастотні складові 2-6 кратностей від частоти обертання. Цей спектр був ідентифікований як спектр розцентрування, так як раніше аналогічний спектр був отриманий на іншому агрегаті, що має розцентрування, після усунення якої інтенсивність вищих гармонік суттєво знизилася. Спектри до та після усунення розцентрування наведені відповідно на рис.2,3. Перевірка центрування на агрегаті номер 4 дійсно показала великі відхилення від норми, після її усунення агрегат був знову запущений, але його вібраційний стан не покращився. Постало питання, в чому ж причина? Підозра була на дисбаланс ротора електродвигуна, але це припущення відпало, тому що під час ремонту двигун запускався для апробації в розчепленому з насосом стані та рівні перших роторних гармонік (що характеризують дисбаланс), знятих з опор, були невеликі. Підказку дало порівняння траєкторій, одержаних у режимі синхронного накопичення за допомогою системи ДСА-2001. На канал А подавався сигнал поперечної вібрації опори, канал Б - сигнал вертикальної вібрації опори, записані синхронно. Як пусковий використовувався сигнал із датчика оборотів. Попередньо сигнали синхронно фільтрувалися за допомогою фільтра 5716, частота налаштування фільтра - 16.67 Гц/перша гармоніка/, ширина смуги пропускання 3.16 Гц. Кількість усереднень – 50. Отримані характеристики, по суті, показували траєкторіїколивань опор на частоті обертання у точці вимірювання у поперечній площині. На рис.4,5,6,7. показані траєкторії коливань заднього підшипника електродвигуна за наявності і відсутності расцентровки, і навіть траєкторії, отримані на агрегаті номер 4. Під час розгляду малюнків 4-7 добре видно, що расцентровка впливає зміну форми траєкторії, а змінює лише розмах коливань. У той же час криві, отримані на агрегаті 4, мають якісні відмінності. По виду кривої задній опорі можна будувати висновки про стисненості коливань у вертикальному напрямі, т.к. форма кривої істотно спотворена проти еталонної (рис.6). Було зроблено припущення, що опори двигуна мають неспіввісність. Необхідно було з'ясувати, чи знаходиться задня опора вище або нижче за передню. Так як така перевірка за методикою, аналогічною заводській, в умовах станції неможлива, був проведений додатковий аналіз вимірювань центрування, який показав, що задня опора розташована трохи вище за передню. Для усунення цієї неспіввісності було зменшено товщину прокладок під задньою опорою двигуна. Після монтажу та підцентрування агрегат був запущений і виведений на робочий режим. Вібрація різко знизилася до прийнятних значень, а форма траєкторій наблизилася нормальної /рис.7/. Працездатність агрегату було відновлено.
Розглянутий випадок показав, що в системах з великим ступенем нелінійності характеристик опорних конструкцій досить складно ідентифікувати несправність роторної системи спектру вібрації. Для отримання більш достовірного діагнозу потрібно отримання додаткових характеристик та проведення синхронних вимірювань у радіальному та осьовому напрямках. Розглянуті в роботі характеристики вібрації дозволили ідентифікувати неспіввісність опор та відновитипрацездатність агрегату. Розглянута методика може бути успішно реалізована за допомогою портативної вібродіагностичної системи ДСА-2001, яка забезпечує обробку вібрації синхронно двома каналами.
Рис.4. Траєкторія коливань заднього підшипника ел.двигуна (справний стан).