Новости Основы Диагностика Средства Литература О сайте

Курс “Роторная динамика и вибрация турбомашин”. Bently Nevada. 1992г. Вибродиагностика неисправностей машинного оборудования. Перевод Кулинич С.И., гл.специалист ЦТД ОАО “концерн Стирол”, г.Горловка Украина.

 

Введение.

  Эта статья в общих чертах представляет методы диагностики неисправностей машинного оборудования при помощи вибрационных данных в взаимосвязи с параметрами рабочих процессов. Подчеркиваются преимущества систем вибромониторинга в качестве составной части предсказуемого/ предупредительного ремонта. После освещения основных принципов диагностики машин представлены разные специфические симптомы неисправностей, сопровождаемые простыми математическими моделями. Данные неисправности включают дисбаланс, чрезмерный радиальный натяг, затиры ротора о статор, гидродинамическую нестабильность подшипника, разболтанность стационарных и движущихся деталей, вибрацию, порождаемую крутильными/поперечными колебаниями, и трещины ротора. Экспериментальные результаты и практические полевые данные иллюстрируют вибрационный отклик ротора на конкретную неисправность.Схемы тестов по синхронному или несинхронному возбуждению использовались для обнаружения основных динамических характеристик представляемого оборудования. Обсуждается дальнейшее развитие диагностики состояния роторных машин.

 

1. Основные принципы диагностики машинного оборудования.

  Конкурентоспособность в мировом маркетинге заставляет предприятия выпускать высоко- качественную продукцию. Этой цели часто можно достигнуть путем повышения скорости машин и снижения времени их простоя, что в свою очередь предъявляет повышенные требования к состоянию машинного оборудования. Вибромониторинг как часть программы предсказуемого/предупреди-тельного ремонта помогает решать задачи в обеспечении высокой эффективности работы новых машин. Преимущества вибромониторинга заключаются в следующем:

·      Снижаются потери продукции.

·      Повышается производительность, эффективность, надежность, срок эксплуатации оборудования.

·      Снижаются ремонтные затраты (снижается время ремонта, количество запасных частей и стоимость складских расходов, горючего).

·      Улучшается планирование ремонтных работ.

·      Повышается технологическая и экологическая безопасность.

  Основа схем вибромониторинга (Рис.1) состоит из надлежащим образом подобранных и правильно размещенных датчиков вибрации для охвата вибрационных сигналов машины и обработки данных. Достижения в электронике намного повысили эффективность работы автоматических систем обработки и управления данными.

 Новое поколение электронных датчиков и компьютеров с их большой памятью, быстродействующими процессорами, высоко- качественной графикой, стандартными линиями связи, передовым программным обеспечением, основанным на взаимосвязи знаний гидро/газодинамики, термодинамики, обеспечивают возможность выделять достоверную и многозначительную информацию из увеличивающегося блока данных в пределах отведенного времени и бюджета. Данные о вибрации и параметры технологических процессов представлены в удобном формате взаимной корреляции, дающем эффективную и доступную для понимания оценку состояния машины, раннее предупреждение о зарождающихся дефектах, и позволяют определить причину неисправностей. Дефекты, обнаруживаемые на довольно ранней стадии, могут быть отслежены с целью недопущения значительных повреждений, обеспечения безопасной работы машины, планирования ремонта для устранения неисправности.

Основные принципы создания базы для методологии диагностики неисправностей, приемлемые как для периодического так и для постоянного мониторинга:

·      Знание основных механических, гидравлических, термических и электрических характеристик машины.

·      Знание типов неисправностей механизмов и их соответствующие симптомы проявления.

·      Наблюдение за ключевыми параметрами, которые говорят об изменениях в состоянии машины.

·      Перевод диагностических данных в удобный для восприятия формат и сравнение результатов с аналитическими прогнозами.

·      Понимание уже зарегистрированных и происходящих событий, которые могли вызвать изменения в состоянии машины.

·      Представление данных состояния машины по возможности в компактной инженерной форме.

·      Проведение быстрых корректирующих действий, основанных на диагностике машины.

  Оценка состояния любой машины требует знаний основных характеристик машины, типа, геометрических размеров, веса, зазоров, т. д. Для достижения этой цели, рабочие и вибрационные параметры необходимо тщательно проверять и контролировать. Разные методы, типа контрольных тестов отклика на вносимый дисбаланс и тесты по несинхронному возбуждению, используются для записи отклика ротора в процессе стационарной работы (совместно с частичной и полной нагрузкой)и переходных процессов (разгон или выбег). Этот процесс обеспечивает исходную базу для осмысления следующего:

·      Каковы собственные частоты системы и формы мод, особенно те, при которых работает машина.

·      Величина эффективного демпинга в системе.

·      Порог стабильной работы системы ротора.

·      Зависимость между нагрузкой и величиной вибрации.

·      Допустимые нормы вибрации.

  Аналитические модели динамического поведения машин(особого рода модели, базирующиеся на модальном подходе) позволяют проводить оценочную диагностическую процедуру в диагностике будущего. На больших критических машинах или машинах, которые имели большой спектр проблем, желательно внедрять такие аналитические модели и проводить сравнение предыдущего и текущего состояния машин на базе контрольной информации, когда возникают неисправности. Также можно использовать эти методы, когда планируются действия, направленные на корректировку состояния.

  Большинство основополагающей информации и технических/рабочих требований к условиям работы машины должно предоставляться производителем машины. Кроме этого, система мониторинга или по крайней мере рекомендуемые датчики для диагностики, должны быть включены в конструкцию всех роторных машин.

  Мониторинг  работы машин и технологических параметров должен использовать наблюдения за изменениями поведения вибрации машины. Работа машины- меняющийся процесс, и данные обработки должны включать динамические компоненты наблюдаемых величин. Изменения в процессе работы или дополнительные сведения (изменения температуры подшипника или тока нагрузки электродвигателя) могут представлять первые тревожные сигналы наступающих проблем, вызывающих повышенную вибрацию.

  Вибрация машины, несущая информацию о симптомах проблем, вызвана изменениями входных сил или динамической жесткости (передаточной функции). Вибрация также несет информацию о характере и возможном источнике неисправностей. Как рабочие так и вибрационные параметры должны отслеживаться по трендам, идеально, если они будут представлены в взаимосвязанных форматах.

  Вследствие того, что ротора машин выполняют основную функцию в их работе, они чересчур склонны к механической вибрации и являются принципиальным источником вибрации. Большинство неисправностей характеризуется прямой передачей энергии вращения ротора в вибрационную энергию разных форм (мод). Что до последних, поперечные моды ротора вызывают наибольшее беспокойство. Большинство из них представляют наинизшие моды структуры машины. Вибрация ротора в конце концов передается раме, корпусу, фундаменту. Ясно, что измерения вибрации надо производить в ее источнике, чтобы правильно оценить изменение состояния машины. Вот почему общепринято использовать два неконтактных датчика, устанавливаемых в конфигурации XY на или рядом с каждым радиальным подшипником для замеров горизонтальной вибрации и статической линии центральной оси ротора по отношению к установленной арматуре. Замеры вибрации на корпусе или раме с использованием велосиметров/акселерометров обеспечивают непрямую информацию об источнике вибрации. Четкость такой информации зависит от механической проводимости деталей между источником и датчиками. Вдобавок, данные датчики не могут измерять положение центральной оси вала, т. е. не обеспечивают информацию об изменении орбиты вала, не дают представление о форме кривой моды ротора, а их чувствительность в низком частотном диапазоне желает лучшего. Замеры вибрации на крышках подшипников рекомендуются только для не критичных, по возможности низко- оборотных роторных машин (600- 3000 об/мин).

  В американском петролеумном институте (API)были подготовлены рекомендации, названные “Вибрация, осевое расположение, и температура подшипника системы мониторинга” (RP# 630). Они содержат в общих чертах требования системы к устанавливаемым проксиметрам XY- конфигурации на компрессорах и его приводах для отслеживания движения вала. В дополнение к этим радиальным датчикам рекомендованы два осевых датчика. Такие датчики используются для наблюдения и предупреждения проблем осевого смещения ротора, и очень часто автоматически останавливают машины, когда создается опасная ситуация. Оба вида датчиков на практике используется для большинства систем мониторизации и защиты турбомашин, насосов, вентиляторов и другого роторного оборудования.

  Один из важных датчиков, названный по классификации RP как датчик замера фазы, датчик Кейфазор, нуждается в метке на роторе для прохождения сигнала один раз за оборот. Он используется для определения скорости ротора и фазы 1Х и ее гармоник, других компонентов вибрации. Кейфазор привязывает вибрационные данные ротора к вращательному движению. Такая информация чрезвычайно нужна для балансировки, а так же для диагностики других неисправностей.

  6 зависящих от вибрации параметров измеряются в основном на роторных машинах в процессе стационарного и переходного режимов:

·      Общий уровень вибрации для обнаружения и определения серьезности проблемы.

·      Частоты вибрационных компонентов для понимания причин неисправностей.

·      Волновые формы и орбитальные движения ротора в горизонтальном направлении для понимания природы неисправности. Орбиты особенно важны: они представляют подробный снимок действительного движения ротора.

·      Амплитуды и фазовые углы компонентов орбитального движения ротора. Фазовый угол- один из важных и информативных параметров идентификации неисправности роторной машины. Фазовые углы вибрационных элементов типа синхронных частот, удвоенных частот, частот вихря и биения- несут важную информацию.

·      Расположение центральной лини вала для понимания радиальной статической нагрузки ротора, а также взаимного расположения ротора и статора.

·      Отношение общего уровня вибрации и амплитуд вибрации 1Х служит в качестве сигнала оператору для дополнительного диагностирования машины.

 

2. Диагностика текущих неисправностей роторных машин, иллюстрированная при помощи математических моделей ротора.

  Широкое распространение компьютеров ускорило развитие продвинутых программ для подсчета разных аспектов динамического состояния машин. Метод конечных элементов позволил компьютеризировать расчет отклика структуры машины на вносимую силу, включая гидро/газодинамическое воздействие. Сложные компьютерные модели построены из отдельных блоков, но несмотря на это они являются всего лишь хорошей базой для расчета действительных процессов, происходящих в реальной машине. Исследования продолжаются все последнее время. В течение последних 20 лет в результате использования широко распространенных форм систем контроля вибрации машин накопилось большое количество информации по основным вибрационным проблемам, встречающимся на разных типах машин. Реализация приобретенных теоретических и практических знаний находит пока еще малое распространение при конструировании новых машин. В результате, машины часто содержат врожденные динамические погрешности, при этом пуск машин редко проходит гладко. Динамический процесс при дальнейшей работе неизбежно приводит к ухудшению параметров работы. Инженеры- ремонтники, изучающие динамику машин на компьютерных моделях с трудом понимают основные физические феномены, происходящие в поведении реальных машин. Быстрые решения основаны на экспериментальных и ошибочных методах. В конце концов, если машина вибрирует, то всегда есть этому причина.

 

2.1 Дисбаланс: остаточный и регулируемый.

  Дисбаланс- часто встречаемый дефект в роторной машине. Дисбаланс- это состояние, при котором в каждой части ротора распределяются неравные массы. В таком состоянии, осевая линия, проходящая через центры масс ротора не совпадает с осью вращения. В процессе вращения дисбаланс ротора генерирует инерционную центробежную силу, которая вращается с оборотной частотой. Дисбаланс представляет первый базовый механизм для передачи энергии вращения в вибрацию. Математическая модель изотропного ротора (вращающегося с постоянной скоростью W против часовой стрелки) на своей первой поперечной моде описывается следующим уравнением:

  

 
Сила демпинга
|
Тангенциальная сила
|           
   
|   
Сила инерции ротора
|
Сила жесткости
|
Сила возбуждения дисбаланса

 

 


(1)

  Уравнение (1) представляет баланс сил, действующих на ротор, включая тангенциальную (поперечную) силу, ориентируемую в направлении вращения. В большинстве случаев тангенциальная сила- функция скорости вращения и представляет собой иной механизм превращения энергии вращения в вибрацию. Фактор 1-l акцентирует эффект уменьшения демпинга ротора вследствие появления гидравлических поперечных сил. В левой части уравнения расположены компоненты, описывающие динамическую жесткость ротора. В правой части- сила инерции от дисбаланса вызывает появление силовой функции. Эффект от нее, т. е. отклик ротора на воздействие, характеризуется центробежным орбитальным (прецессионным) движением в направлении вращения (следующим за силой) с частотой W, амплитудой А и фазовым углом a. Данное орбитальное движение контролируется одним проксиметром, установленным в поперечном направлении и представлено в виде синусоидальной волновой формы. Решение уравнения (1) будет выглядеть:

   (2)

Когда его подставим в уравнение (1), то получим

   [K- MW2    +    jD(1-l)W- jKt]Aeja= mrW2ejd                    (3)

Синхронная динамическая жесткость ротора
Синхронный вектор отклика
Вектор силы дисбаланса

 

Уравнение (3) иллюстрирует причины и эффект дисбаланса: отклик ротора зависит как от его динамической жесткости так и от дисбаланса. Любое изменение в отклике ротора может произойти вследствие изменений в одном из определяющих компонентов (трещина в валу появляется при уменьшении величины К).

  Элементы синхронизированного вектора отклика можно легко подсчитать при помощи уравнения (3):

       (4)

 

  Ясно, что когда скорость вращения W достигает значения , амплитуда отклика будет представлять резонансный пик, который будет контролироваться только относительно небольшим значением демпинга, дополнительно ослабленным тангенциальным компонентом Кt. При резонансе фаза отклика a отличается от начального значения d на 90°. Скорость вращения W=Ö(К/М) является классическим примером критической скорости или первой резонансной скорости; Ö(К/М) представляет систему собственных частот, наименьших мод ротора.

  Векторы синхронного отклика, которые измерены одним поперечным проксиметром на разбеге или выбеге, обычно представляют в формате данных в виде диаграммы Боде или полярного графика. Для этих целей, вибрационный сигнал фильтруется по частоте вращения, и обычно компенсируются низкочастотные составляющие сигнала. Эти форматы широко используются для диагностики и проведения балансировки (Рис.2). Они так же позволяют легко определять резонансные частоты и эффективный демпинг системы, используя метод полосы пропускания половинной мощности. Сам дисбаланс корректируется при проведении длительных процедур по балансировке машин.

Рис.2. Диаграмма Боде и полярный график ротора машины фильтрованного на 1Х отклика, замеренного вертикальныс проксиметром. Эти форматы помогают идентифицировать первую резонансную частоту и расположение дисбаланса (тяжелой точки).

2.2. Тесты по синхронному и несинхронному возбуждению для идентификации системы.

  Уравнение (3) представляет основное решение не только для диагностики дисбаланса, но так же и для идентификации синхронной динамической жесткости путем использования синхронного возбуждения. Этот метод заключается во внесении контролируемого дисбаланса в ротор и измерения синхронного отклика системы. Из 3 компонентов уравнения (3) можно сейчас подсчитать динамическую жесткость:

Прямая динамическая жесткость= К- МW2= [mrW2cos (d-a)]/A.

Квадратичная динамическая жесткость= D(1-l)W- Kt= [mrW2sin(d-a)]/A.

  Представляя результаты в графической форме, можно определить скорость вращения, наблюдаемую модальную жесткость, массу и демпинг (Рис.3).

Рис.3 Наблюдаемая синхронная прямая динамическая жесткость ротора: идентификация модальной массы М и жесткости К.

 Процедура синхронного возбуждения регулярно используется в методологии калибровки балансировочных грузов. “Векторы влияния” (элементы передаточной функции) представляют элементы, обратные динамической жесткости (в матричном представлении). В процессе балансировки, их значение очень часто преуменьшалось. Когда их запоминали и сравнивали после последовательной балансировки машины, они отражали изменения в демпферных характеристиках ротора посредством их продолжительности действия. Они помогали в раннем распознавании таких неисправностей как трещина в вале, затиры и разболтанность деталей.

  Легко заметить, что синхронное возбуждение обеспечивает очень удобные, но обычно неопределенные данные для соответствующей идентификации параметров систем машины, особенно которые меняются в зависимости от скорости вращения. Более сложные тесты по несинхронному возбуждению дают требуемые данные. В одной из возможных схем на ротор, вращающийся с постоянной скоростью, воздействует несинхронная вращающаяся внешняя сила, генерируемая вспомогательным устройством типа грохота. Данные спектров с частотами отклика для каждой конкретной частоты вращения обеспечивают необходимую информацию для обнаружения характеристик, зависящих от скорости вращения.

  Модель несинхронно возбуждаемого ротора и его отклик можно представить в следующем виде:

где амплитуда и фаза отклика вычисляются так:

       (5)

Можно легко заметить, что независимо от резонансной частоты w= Ö(К/М) существует “квадратичный” резонанс, при котором w= Кt(W)/[D(1-l)]. Возникновение нестабильности ротора появляется, когда обе вышеназванные частоты совпадают. Знаменатель уравнения (5) стремится к 0. Для нерезонансных частот, действительная разность между этими частотами представляет собой важную величину для определения стабильности машины.

  Для широко- частотного возбуждения компоненты динамической жесткости подсчитываются в целом частотном диапазоне:

Прямая динамическая жесткость= K- Mw2= Fcos(d1-a)/A.

Квадратичная динамическая жесткость= D(1-l)w- Kt(W)= Fsin(d1-a)/A.

  Используя данный технический прием для ряда постоянных скоростей вращения, можно выявить все компоненты, зависящие от скорости вращения. Это особенно относится к тангенциальной силе.

  Концепция метода, связанного с возбуждением, объяснена здесь на простейшей модели ротора. Она может, однако быть рассмотрена в более широком аспекте для более сложных случаев, используемых для выявления модальных параметров разных мод. Тестирование при несинхронном возбуждении должно стать обычным методом для начального тестирования характеристик машины.

 

2.3. Несоосность и предварительная нагрузка ротора.

  Вслед за дисбалансом, расцентровка сопрягаемых роторов- вторая наиболее частая неисправность роторных машин. Литературу по дисбалансу, процедурам по его устранению можно найти в тысячах статей, книг и отчетов. Удивительно, но по расцентровке не так много было проведено исследований. Литература на эту тему очень скудна. Работы по центровке машин в настоящее время предполагают использование лазерно- оптических приборов.

Руководства по центровке очень популярны. Однако напечатанных работ очень мало на эту тему, в которых бы затрагивались вопросы влияния эффектов предварительной нагрузки на ротор и подшипники, или как диагностировать расцентровку с использованием вибромониторинга.

  Один из главных эффектов расцентровки двух роторов в связке машин- генерация предварительных натягов, в основном в радиальном направлении. Расцентровка вызывает постоянную радиальную силу, которая прижимает ротор к одной стороне. То же может случиться в результате сильного радиального компонента в жидкостном потоке в подшипниках скольжения, особенно четко это проявляется в спиральных центробежных насосах, или в турбинах при парциальной подаче пара на одно- ступенчатое сопло. Предварительная нагрузка из- за силы тяжести на горизонтальных роторах, нагрузки теплового компенсатора, смещения, или поломанного подшипника, сил зубозацепления- так же относятся к данной категории. Под действием радиальной силы, ротор начинает смещаться со своей первоначальной позиции, при этом достигается максимальный эксцентриситет в подшипниках и уплотнениях. Это может привести к изгибу и вращению по дуге. При этих условиях в системе начинают происходить нелинейные эффекты. Простая модель ротора с использованием уравнения (1) описывает данный феномен:

     (6)

где Р представляет силу предварительной нагрузки, воздействующей на ротор в радиальном направлении под каким- то углом g, а Kn- обобщенный коэффициент жесткости.

  Уравнение (6), следовательно, содержит нелинейный член, зависящий от жесткости, который представляет только общий пример нелинейности, которая может быть в наличии в системе (т. е. радиальная жесткость жидкостной пленки и демпинг при высоких эксцентриситетах имеют разные функциональные формы нелинейности). Это может быть так называемый член формулы Тейлора для любой нелинейной функции. Точки отражают возможность существования других нелинейных членов.

Рис.4. Чрезмерная радиальная предварительная нагрузка/расцентровка: спектры, орбиты, траектория центра вала.

 Вследствие нелинейности, отклик ротора на привнесенный дисбаланс будет содержать не только синхронный компонент (2), но так же свои высшие гармоники вибрации: 2Х, 3Х и т.д. Радиальная сила также влияет на среднее расположение вала при нелинейности.

  Чрезмерный радиальный натяг может быть обнаружен при помощи вибрационных данных. Ненормальное движение по орбите, ненормальная траектория центра вала, ненормальное движение самого вала- все это говорит о чрезмерной предварительной нагрузке. Рис. 4 иллюстрирует как можно проанализировать орбитальное движение.

 Как только форма орбиты меняется с эллиптической в вид “банана”, это может говорить о наличии высоко- частотных компонентов. Анализ траектории центра вала необходимо так же использовать для диагностики натягов. Комбинация вышеописанных методов позволяет определять истинные события, происходящие в подшипнике. На рис.4 предварительная нагрузка на вал заставляет вал двигаться вниз на одном подшипнике и подыматься вверх на другом. Отметим эллиптическую и “банановую” орбиты, что является признаком повышенной предварительной нагрузки. Метки кейфазора на орбитах говорят о том, что хотя нагрузка на подшипники действует в противоположных направлениях, обе опоры вала вибрируют в одной фазе. Т. к. при повышении эксцентриситета наступают нелинейные эффекты, насыщенность спектра высшими гармониками будет признаком чрезмерной предварительной нагрузки на ротор. Осевые измерения могут так же сигнализировать о расцентровке машины.

  Необходимо уяснить, что продолжительная радиальная предварительная нагрузка на ротор, работающий при постоянной скорости вызывает частоту 1Х (плюс возможные высокие гармонические компоненты), оказывает инверсивное напряжение в волоконной структуре ротора. Для высокооборотной машины с постоянной скоростью, число циклов инверсивной нагрузки может быстро дойти до усталостного предела (особенно когда нагрузка выражается в высоких амплитудах напряжения, что способствует снижению предела усталости). Данные о вибрации и положении центральной оси вала необходимо проанализировать в точке наблюдаемого напряжения в роторе; очень часто низкая амплитуда поперечной вибрации может говорить о высокой предварительной нагруженности ротора, что усугубляет результаты напряженного состояния ротора. Это может привести к появлению трещин в валу и преждевременной остановке.

 

2.4. Затиры ротора о статор.

  Затиры между роторной и статорной частями машины- серьезный дефект, который может привести к катастрофическим последствиям. Затиры включают в себя  разные физические явления типа трения, эффектов ужесточения/связывания, соударения, может изменяться в системе машины баланс жесткости/жидкостной/тепловой. Затиры всегда являются побочным эффектом таких неисправностей как дисбаланс, расцентровка или гидродинамическая нестабильность в подшипниках, при этом наблюдаются высокие вибрационные амплитуды и/или изменение центральной позиции вала.

  Два первых вышеуказанных феномена, связанных с затирами, сравнительно легко смоделировать. Базовая одноплоскостная модель (ур.1) пополняется вторым уравнением, представляющим баланс сил в месте затира (Рис.5):

Выноска 3: Тангенциальная сила    (7)

 

  Модель, описываемая уравнением (7) отражает скачкообразную природу затира; система становится кусочно- непрерывной с меняющейся жесткостью. Модальная жесткость К в данный момент разделяется на три части (см. рис.5); Ks представляет обобщенную жесткость статора в месте затира.

Рис.5. Физическая модель ротора


 Она учитывается для расчета модели динамической системы во время части периода вибрации ротора (приблизительно n= 1). Сила трения аппроксимируется при помощи модели Коломбо. Сила трения соориентирована в тангенциальном направлении, противоположном направлению вращения. Эффект соударения не учитывается данной моделью, т. к. для этого требуется анализ динамических сил в месте контакта. Однако, он должен включаться при рассмотрении расширенных моделей, используемых для цифровых расчетов. Эффект короткого- продолжительного ударного контакта ротор/статор может быть рассмотрен при помощи терминов свободного колебательного отклика ротора на каждое соударение. Для очень незначительных затиров в одном месте при скорости вращения, превышающей удвоенную первую критическую скорость, такие свободные колебания, совмещенные с 1Х остаточного дисбаланса усиливают в конечном итоге незначительные субсинхронные колебания 1/2Х, 1/3Х и т.д., в большинстве случаев в обратном направлении, что выражается в появлении завитков в орбите ротора (Рис.6,7). Варьирование частот от свободного отклика до дробленной частоты происходит во время контакта ротор/статор, и это обусловлено фазовой зависимостью силы дисбаланса/отклика на каждой определенной скорости. Или иными словами, вследствие нелинейности системы сила дисбаланса вызывает дробление частоты отклика.

Рис.6. Диагноз зацепа в турбогенераторе: Изменение расположения центра вала зависит от нагрузки; орбита, волновые формы и спектры при нагрузке 50 Мвт и 3600 об/мин. Наличие вызванной затиром 1/2Х суб- синхронной составляющей.

  Модель, описываемая уравнением (7) может так же быть использована для демонстрации того, как затир может вызвать самовозбуждение ротора (известное как биение или периодические зацепы, случающиеся в основном в узлах уплотнений), независимое от внешней вибрации. Когда mr= 0, Р= 0 и n= 1 постоянно, корни уравнения (7):

z= Bej(wt+b),     z1= B1ejwt                            (8)

описывают случай самовозбуждения колебаний с амплитудами В, В1, частотой w и относительной фазой b. Последние значения могут быть подсчитаны из 4 алгебраических уравнений, полученных после подставления (8) в (7). Вибрация диска ротора по отношению к фазе зависит от характеристик ротора. Амплитуда диска- функция последних, а амплитуда ротора в уплотнениях:

         (9)

Рис.7. Каскад спектров вибрации ротора и соответствующие орбиты. Ротор слегка цепляет за верхнюю часть уплотнения.

 Решения уравнения дают 4 значения частот самовозбуждения w с апроксимированными значениями:  (“короткие” собственные частоты ротора) и  (полная собственная частота ротора). В итоге четвертое уравнение обеспечивает подсчет амплитуды В для каждой частоты w. Если статор (или уплотнение) неопределенно жесткий, тогда

В1= с. Во время явного масляного биения ротор качается как на салазках в месте уплотнения в направлении, противоположном направлению вращения, в то время как другие части ротора вибрируют на резонансной частоте возвратного режима колебаний, независимо от скорости вращения (Рис.8). Часто наблюдалась частота масляного биения -. Высокие радиальные (нормальные) и соответствующие им силы трения (тангенциальные) на поверхностях контакта могут привести к экстремально серьезному повреждению уплотнений и поверхности ротора за короткое время. В добавок, из- за вибрации возвратного типа, ротор работает в условиях сильного переменного напряжения с относительно высокой частотой W+ w. Дефекты, связанные с зацепами случаются очень часто в машинах.

Рис.8. Каскад спектров вертикальной вибрации ротора с зацепами внутри уплотнений, волновые формы и орбиты при выбранных скоростях. В низко- частотном диапазоне, ротор отскакивает от уплотнений, образуя множество высоких гармоник 1Х. При больших скоростях имеет место постоянный полный зацеп. 

   Т.к. модель, описываемая уравнением 7, кроме основных базовых компонентов включает элементы, вызванные зацепами (нелинейностью системы), то спектр содержит высшие гармоники. Соударения, представляющие другой нелинейный механизм зацепов (не включены в модель (7)), повышают амплитуды этих гармоник. Зацепы ротора о статор- феномен, насыщенный быстро изменяющимися параметрами системы с тенденцией к хаотическому движению, в то время как модель (7) представляет истинный процесс в простейшем первом приближении (такие эффекты зацепов как крутящий момент, термонагрев, гидродинамические эффекты не включены).

 Диагностика зацепов на основе вибрационного состояния основана на изменении синхронных векторов отклика, появлении суб- синхронных дробных компонентов, при чем после фильтрации, очень часто орбита имеет противоположное вращение, кратковременные или длительные появления собственных частот (вследствие мимолетности явления), появления высших гармоник базовых частот, изменения расположения центра вала.

  Частично или полностью обратное движение орбиты ротора (обратная прецессия)- лучше всего характеризует зацеп.

  Эффект сцепления/ужесточения системы при зацепе можно распознать путем наблюдения за изменением балансировочных резонансных частот. Это особенно заметно по разнице в синхронных откликах ротора при разгоне и выбеге, когда зацепление встречается в диапазоне балансировочных резонансных скоростей (рис.9). Амплитуды становятся ограниченными в месте зацепов; они могут расти, однако в другой части ротора; отрицательный сдвиг фаз меньше. Тепловой эффект зацепа, встречающийся при соответствующих скоростях  вращения, вызывает тепловой прогиб, что приводит к дисбалансу вала, поэтому может расти амплитуда 1Х, а фаза запаздывания в виде функции времени превращается в спираль (Рис.10).

  Диагнозы осевого зацепа требуют анализа фазовых изменений вибрационных компонентов ротора в соответствии с конкретной модой. Для первой моды они могут основываться на уравнении (9).


Рис.9. Диаграмма Боде фильтрованного 1Х сигнала ротора турбогенератора в процессе разгона и останова после отключения.
Рис.10. Диагноз теплового прогиба, вызванного зацепом: полярный график меняющегося во времени вектора отклика 1Х при n=3600 об/мин в течение 30 мин. Задержка фазы вибрационных амплитуд меняется 6 полных циклов.


2.5. Гидро/газодинамическая нестабильность.

  Вращающиеся ротора работают в газовой (жидкостной- для подшипников) среде. Взаимодействие между ротором и окружающей средой становится существенным, если зазоры между роторной и статорной частями малы, а роторы работают при малых эксцентриситетах. Из- за трения вращающиеся роторы генерируют периферийный поток газа (жидкости). Окружающий газ (жидкость) в свою очередь порождает динамический эффект:  силы кручения, действующие на ротор. Такая ситуация встречается в слабо нагруженных подшипниках скольжения, в уплотнениях, уравновешивающих поршнях (думиссном устройстве), верхушках бандажных уплотнений, периферии статор/ротор. Похожее явление встречается во всех случаях, где жидкость стремится быть вовлеченной во вращательное движение, например в центрифугах, роторах, перекачивающих жидкость, или роторах, заполненных газом (жидкостью). Хорошо известны конечные динамические эффекты такого взаимодействия ротор/жидкость (газ), названные самовозбуждаемой суб- синхронной вибрацией ротора типа масляного вихря (уирл) и масляного биения (уип).

  Простейшая математическая модель ротора (концентрически вращающегося внутри подшипника или уплотнения), которая описывает такие феномены, рассматривается на рис.11:

Рис.11 Модель вала, вращающегося в подшипнике или уплотнении. Окружная сила, порожденная жидкостью вращается с скоростью lW.


             (10)

тагнециальная сила

 
                           

 

 

Уравнение (10) включает радиальный демпинг жидкостной пленки Db и нелинейную жесткость  в подшипнике (или уплотнении). Оно также содержит средний относительный коэффициент изменения окружной скорости смазки l, измеряющий напряженность окружного потока; lW- коэффициент изменения вращающейся демпинговой силы жидкости. Для К3¹0 модель представляет систему конечных уплотнений ротор/уплотнение или статор/ ротор/ лопатка; при К3= 0 система представляет взаимодействие ротор/подшипник. В уравнении (10) влияние дисбаланса, предварительного радиального натяга и других сил не учитывается для упрощения. Заметим, что в отличие от случая с зацепами, тангенциальная сила, порождаемая гидродинамическими процессами ориентирована по направлению вращения.

  Решение (8) уравнения (10) представляет самовозбужденную вибрацию типа масляного вихря или биения. Амплитуды В, В1 частоты w и относительная фаза b могут быть подсчитаны путем подставления (8) в (10). Величины В и b остаются на своих местах в уравнении (9). Частота w и амплитуда В подсчитываются при помощи действительной и мнимой частей уравнения (включен только один нелинейный член):

    (11)

Решение этого уравнения дает два значения частоты, которые удовлетворяют вышеперичисленным условиям(11):

   (12)

график w=w(W) представляет собой наклонную гиперболу; в районе

 значения наименее точны. Без учета нелинейного члена(Knb=0) уравнение (11) представляет систему характеристических уравнений для подсчета собственного числа. Мнимые части значений характеристических уравнений те же, что и при решении (12) (там дополнительно есть отрицательная частота “биения”). Было хорошо уже известно в теории вибрации, что самовозбуждаемые колебания представлены частотами, близкими к собственным частотам линейной системы. Малое отличие возникает вследствие нелинейности системы, усиливающееся при больших отклонениях гибких элементов. Частота “биения” (12) ассимптотически приближается к собственной частоте низшей моды, относящейся к ротору с высоким рабочим эксцентриситетом. Частота “вихря” слабо генерируется взаимодействием жидкости с шейкой ротора и зависит от радиального демпинга жидкостной пленки. Жидкость вовлекается в центробежное движение, при этом энергия вращения передается в вибрацию. Относительная окружная скорость смазки l рассматривается в качестве фактора, снижающего эксцентриситет ротора. Этот параметр  так же очень удобен для предсказания условий нестабильности: все пороговые значения нестабильности ротора инверсно пропорциональны параметру l. В особых случаях, для упрощения модели (10) значения порога нестабильности подсчитываются из корня уравнения:

Рис.12 Орбита, волновая форма при 5056 об/мин, каскад спектров на разгоне мотор- компрессора с подшипниками скольжения. Присутствует масляный вихрь на частоте 0.4Х.

  Для модели ротор/уплотнение Wst приближается к собственной частоте наименьшей моды ротора с коэффициентом 1/l. Для модели ротор/подшипник К3=0, и учитывая что Kb<< K1, значение упрощается к виду . Для сравнительно малых К1 это может случиться при очень малых оборотах, намного меньших, чем первая критическая скорость. После возникновения нестабильности, предел цикла самовозбужденных колебаний наступает при появлении частоты уирла (12), что представляется в виде прямой прецессии практически круговой орбиты (Рис.12). Если же начало нестабильности возникает при довольно высоких оборотах, можно наблюдать только биение (уип).

  Для предполагаемого нелинейного члена, амплитуда масляного вихря/ биения в месте размещения нестабильности подсчитывается по формуле (14):

 

           (14)

 

где w- частота вихря или биения, которые подсчитаны из (11).

  Для хорошо отбалансированных роторов вибрация на частоте вихря довольно стабильная. В начале возникновения вихря ротор колеблется как жесткое тело. Когда скорость вращения отличается на 1/l от первой критической, вибрация самовозбуждения, вызванная вихрем, постепенно трансформируется в биение, с частотой, ассимптотически приближающейся к собственной частоте (слегка модифицированной из- за нелинейности) наинизшей моды ротора с высоким эксцентриситетом, в то же время поддерживается прямая прецессия орбиты вала в подшипнике (уплотнении). Другие расположения вала представляют вибрационные спектры, типичные для ротора, работающего в первой моде. Масляное биение так же устойчивое явление; на определенных оборотах оно может правда исчезать, затем появиться снова. Это явление можно представить как исчезновение и появление возмущений. При больших скоростях вращения последовательное появление возмущений приводит к вибрации, порождаемой вихрем/биением высших мод. Их частоты и характеристики представляемых орбит те же, что и при первой моде, но центральная линия вала представляет кривизну, соответствующую высшей моде (Рис.13).

Рис.13 Каскад спектров вибрации ротора (замеренного датчиком В), представляющий масляный вихрь и биение первых двух мод, сопровождаемый данными измерений волновой формы от двух вертикальных датчиков и видами орбит. Вал вращается концентрично в подшипниках: один- медная втулка, другой-  самосмазываемый подшипник.

 Даже очень упрощенная базовая модель (10) хорошо показывает, в каком направлении следует двигаться для избавления от вибрации, порождаемой масляным вихрем/биением. Более сложные системы ротора представляют подобную информацию. Главным источником масляной вибрации/биения является полностью оформившийся периферийный поток: ротор становится более стабильным, если зависящая от потока величина тангенциальной силы снижается (l уменьшается). Это может сопровождаться то ли стремлением вала к большим значениям эксцентриситета, что достигается путем воздействия на ротор “благоприятной” предварительной радиальной нагрузке, или изменением формы потока жидкости. Подшипники с лимонной расточкой и специально подобранным натягом, подшипники с вкладышами и канавками, подшипники с мягкой заливкой отвечают обоим требованиям. Уплотнения, препятствующие возникновению возмущений, и впрыски смазки через анти- завихрители (“анти- свирл”)способствуют уменьшению периферийного потока, что отражается на стабильности работы ротора. Вращение вала при большом значении эксцентриситета не только снижает значение l, но так же вызывает увеличение радиального демпинга и жесткости масляной пленки. Последний фактор особенно благотворно сказывается на стабильности вала. Радиальную жесткость жидкостной пленки можно так же повысить путем увеличения давления смазки (отличные результаты получаются для подшипников с принудительной смазкой). Температура смазки не всегда влияет на изменение стабильности. Температура воздействует на значение радиального демпинга масляной пленки, так же как и тангенциальная нагрузка. Окончательно, лучшей стабильности можно достигнуть путем целесообразной реконструкции ротора (для большего К1 и меньшего М случаи нестабильности характерны для больших скоростей вращения, при условии, что меньшая масса на должна воздействовать на предварительный радиальный натяг ротора, что приведет к уменьшению эксцентриситета).

  Диагностика вибрации, связанной с масляным вихрем/ биением относительна легка, особенно когда доступны данные переходных процессов (разбег/ выбег). Фильтрованные фазовые измерения вихря/ биения позволяют идентифицировать источник появления нестабильности в связке машин. Более трудным однако является определить, что в действительности порождает нестабильность, особенно когда представлено только масляное биение.

  Не смотря на то, что масляная вибрация в подшипниках скольжения представлена частотами, близкими к 0.5Х (для большинства подшипников варьируется от 0.35Х до 0.49Х), вибрация в виде вихря в уплотнениях или зазорах ротор/ статор может выглядеть иначе, особенно когда уплотнения оборудованы анти- завихрителями (для снижения l) или когда присутствует значительный уровень перетока жидкости (газа) (увеличение l), что часто встречается в насосах и компрессорах. В последних случаях вибрация в виде вихря может быть даже представлена частотами более высокими, чем оборотная частота.

  Данные по изменению траектории центральной линии вала могут отражать появление неисправностей, порождаемых истечением жидкости (газа), на более ранних стадиях, чем появляются признаки вихря/ биения. Стремительное уменьшение эксцентриситета цапфы внутри зазора подшипника, обусловленное изменениями радиальных сил нагрузки или износом подшипника, предостерегает что вскоре возникнет вибрация, связанная с вихрем/ биением.

  В то время как вибрация, порождаемая зацепами очень хаотична и изменчива по своей природе, вибрация, порождаемая жидкостью стабильна и устойчива. Величина ее высших гармоник намного меньше, чем в случае с зацепами. Прецессия вала при масляной вибрации всегда прямая и близка к кругу.

 

2.6. Неисправности, связанные с разболтанностью неподвижных деталей.

  Разболтанность в районе опор ротора и фундамента часто встречается на роторных машинах. Сила дисбаланса, привносимая ротором, может значительно превысить силу тяжести и/или другие побочные силы, воздействующие на ротор и раму. Это вызывает периодическое приподнятие рамы, что приводит к ослаблению жесткости системы, ее циклическому изменению и соударениям. В результате, ротор может представить изменение синхронного отклика, а так же появление в спектре вибрации суб- синхронных частот 1/2Х, 1/3Х. Чаще всего встречаются на практике гармоники 0.5Х.

  Простейшая модель, которая представляет возникновение неисправностей, порождаемых разболтанностью стойки (рамы), включая периодическое ослабление системы (уравнение, относящееся только к направлению разболтанности) выглядит так:

 

   (15)

 

где f и R относятся соответственно к параметрам фундамента и ротора.

 Как было уже показано, в примере с частным случаем удара, данная простая модель генерирует суб- синхронные и синхронные нецелочисленные частоты отклика, и представляют простейшую имитацию рассматриваемого феномена (Рис.14).

  Диагнозы по разболтанности рамы обычно основываются на наличии в спектре гармоник 0.5Х и визуальном осмотре соединения подшипник/ стойка/ фундамент.

          

Рис.14 Каскад спектров отклика ротора с разболтанностью рамы.


2.7. Неисправности, вызванные увеличенными зазорами, масляным голоданием подшипников.

  Конструкция обыкновенных подшипников скольжения с вкладышами и подшипников качения, используемых для роторных машин, предусматривает соблюдение необходимых для нормальной работы зазоров относительно ротора. В случае с обедненной смазкой, поверхность подшипника и цапфы изнашивается, чему способствует увеличение зазора ротор/ подшипник. Повышенная разболтанность в подшипнике (часто встречаемое перед разрушением) вызывает снижение жесткости системы, и может проявится в своеобразном динамическом феномене, вызванном вращающимся ротором. Чрезмерные зазоры в подшипнике и беспорядочные затухающие контакты ротор/ подшипник в процессе работы порождают изменяющуюся жесткость системы ротор/ подшипник, таким образом возникает состояние аналогично случаю возникновения колебаний из- за дисбаланса, что ведет к нестабильности ротора. Физическое явление, возникающее в системе ротор/ подшипник при увеличенных зазорах, а именно изменяющаяся жесткость, соударения, трение зацепа сходны с явлением зацепа ротор/ статор. Сходство, однако, имеет тип зеркального отображения, т.к. во время зацепа система становиться периодически жесткой во время цикла вибрации, что приводит к росту среднего значения жесткости. В то время как случаи зацепов можно описать как скоротечное повышение плотности соединения, превышение зазоров в подшипнике ведет к появлению разболтанности. В обеих ситуациях появляются сходные  явления: трение и соударение. Их доминирование и усиливает разницу в отдельных случаях.

  Математическая модель, описывающая неисправность, порождаемую превышением зазоров в подшипнике сходно с уравнением (7) при К3=0 и нормальной силе N, заменяющей силу жесткости статора Ks(½z1½-c). Модель производит отклики ротора относительно дисбаланса также хорошо как и для самовозбуждаемой вибрации с частотой, близкой к собственной частоте ротора, относящейся к первой наименьшей моде. Стабилизация ротора вокруг статического равновесного состояния ротора дает анизотропные характеристики для значений вертикальной/ горизонтальной жесткости и поперечных компонентов. Последнее адекватно отражает анизотропную природу системы ротор/ разболтанный подшипник, и в конечном счете генерирует отличия в вертикальной и горизонтальной модах.

Рис.15 Траектория центральной линии вала на разгоне и отдельные орбиты вращающейся цапфы в плохо смазываемом подшипнике с увеличенными зазорами.
Рис.16 Каскад спектров горизонтального отклика цапфы и отдельные орбиты от того же пуска, что и рис.15. Представлены пики самовозбуждаемой вибрации на 0.5Х и 033Х

 Диагностика неисправности, связанной с повышенными размерами подшипника, и дистанцирование от зацепов, должно быть основано на получении данных изменения позиции средней оси вала и 1Х в спектре и особенно важен анализ орбит вала (Рис.15,16). Несмотря на схожесть спектров, контакт цапфа/ подшипник обычно поддерживается в течение более длительной части периода вибрации по сравнению с контактом ротор/ статор в результате зацепа, поэтому вид орбит существенно отличается от случая зацепа. Как только наступает контакт, цапфа скользит по поверхности подщипника, и часть орбиты совпадает с границей вкладыша подшипника. Во время зацепа наблюдается боковой отскок ротора от точки касания, и поэтому возникает более импульсивное и непостоянное движение. Внутри подработанного подшипника цапфа пребывает в состоянии, приближенном к поверхности подшипника, даже когда контакт отсутствует.

  Последовательные контакты не вызывают удары высокой мощности, поэтому в данном случае намного меньше скоротечных компонентов и высших гармоник в спектре по сравнению с зацепами.

 

2.8. Неисправности, связанные с разболтанностью вращающихся деталей.

  Разболтанные и вовлеченные во вращательное движение детали машины типа упорных дисков и колец на роторе, или неплотно смонтированных подшипников, порождают другой вид неисправностей машины. Неплотно посаженные диски или кольца будут все еще продолжать вращаться, но их скорость будет отличаться от скорости ротора, вдобавок они могут перемещаться в осевом направлении. Разболтанный подшипниковый узел может начать вращаться, волочась за вращаемым валом.

  Зазоры, состояние трения между валом и расшатанными деталями заодно с внешней поперечной силой приводят к разболтанности детали (по типу внешнего гидродинамического волока), играющих важную роль в динамическом отклике ротора. Хотя возбуждение- нормальное явление для работы машины, данный тип разболтанности имеет динамическую природу, поэтому относительно легко диагностируется и своевременно корректируется, т.к.  порождает очень характерные отклики нормально работающего ротора. Разболтанная вращающаяся деталь вызывает местный дисбаланс, который изменяет баланс сил, существующих в машине. Это приводит к модификации синхронной 1Х вибрации, а так же появлении силовых компонентов, связанных с дисбаласом разболтанных деталей.

  Простая модель описывает это явление (не учитывается осевое смещение детали):

      (16)

где индексы R и L относятся к ротору и разболтанной детали соответственно. Частота вращения разболтанной детали wL- функция зазоров ротор/ разболтанная деталь, трения поверхностей, поперечного коэффициента затягивания n, зависящего от физических свойств жидкости (газа). В зависимости от конкретной машины последний фактор может заставлять двигаться разболтанную деталь со скоростью выше скорости вращения вала W (например разболтанный упорный диск турбины) или слегка проседать разболтанную деталь. В обоих случаях m и u действуют в противоположных направлениях. При стационарном режиме работы трение и затягивание жидкостью могут компенсировать друг друга, поэтому wL - постоянна. Если она не слишком отличается от скорости ротора, вибрация имеет характерные признаки биения (Рис.17).

Рис.17 Разболтанная деталь при стационарном режиме работы машины вызывает биения вследствие меньшей скорости вращения источника местного дисбаланса по сравнению со скоростью вращения ротора. Волновая форма.
Рис.18 Каскад спектров вибрации на разгоне ротора с разболтанным упорным диском. Субсинхронные частоты, порождаемые 1Х стремятся к собственной частоте гибкого вала.

 Чаще всего, однако, разболтанность вращающихся деталей стремится к беспорядочному движению. Вибрация в таких случаях содержит часто суб- синхронные частоты в спектрах, стремящиеся к собственной частоте ротора. Вибрационная картина при этом напоминает масляную вибрацию, а иногда можно спутать с ней (Рис.18).

 

2.9. Трещины в валах.

 Вал с трещиной- серьезный дефект роторной машины, и всегда надо стремиться выявлять момент ее зарождения. Трещина в валу приводит к двум главным результатам: снижается жесткость ротора вследствие анизотропии, а вал прогибается в этом месте, что вызывает рост дисбаланса.

  Для представления математической модели данного случая трансформируем уравнение (1) ротора с дисбалансом для координат zr= xr+ jyr= ze-jWt (считаем в дальнейшем, что ось yr проходит через трещину):   

    (17)

Модель вала с трещиной выглядит следующим образом:

 (18)

где 0<D<1 представляет относительное раскрытие трещины, процесс, зависящий только от жесткости и e представляет эластичность оси вала. Когда (18) используется для предыдущих стационарных координат, будем иметь периодически меняющуюся жесткость с частотой 2W, и дополнительный дисбаланс- Кeеj(Wt+270°). Как только последний становится помехой рецидуальному дисбалансу “mr”, синхронный отклик 1Х треснутого ротора становится отличным от первоначального, особенно в низко- частотном диапазоне. Радиальный натяг Р, заставляющий периодически меняться жесткость с частотой 2Х, усиливает свое воздействие. (Уравнение 18 легко объясняет это при использовании его в стационарных координатах). Увеличивающаяся разница между жесткостями в двух ортогональных направлениях моделируется при помощи коэффициента D, вызывающего появление дополнительной поперечной силы, воздействующей на ротор (другой механизм преобразования энергии вращения в поперечную вибрацию). Данная тангенциальная сила противостоит демпингу, что выражается в снижении эффективного демпинга системы. (18) предполагает, что, если D в 4 раза больше значения синхронного демпинга (D= 4D/[2Ö(KM)], то эффективный демпинг практически нулевой. Такое значение практически никогда не может быть достигнуто, т. к. ведет к мгновенному разрушению машины. Постепенное снижение эффективного демпинга может, однако, легко объяснить увеличение амплитуд 1Х и 2Х.

  Ранняя диагностика трещин в валах базируется в основном на двух симптомах: изменении векторов 1Х и/или 2Х. Эти данные можно отслеживать как на стационарных режимах, так и при разгоне- выбеге (Рис.19, 20).

Рис.19 Каскад спектров и отдельные орбиты вала с трещиной. Высокие 1Х и 2Х. Отмечается резонанс последних на половине критической скорости.
Рис.20 Диагностика трещины: ненормальный вектор отклика 2Х на полярной диаграмме, полученной через 9 дней после первоначальной. Амплитуды значительно выросли, а фаза опережает в низко- частотном диапазоне. При 3550 об/мин орбита 2Х- обратная.

 Последние данные особенно полезны, т.к. существенный рост вибрации 1Х и 2Х происходит при прохождении критических оборотов. Отклонения векторов вибрации 1Х и 2Х от их обычных мест расположения (установившегося при нормальной рабочей нагрузке) дают сигналы тревоги и на ранней стадии предупреждают о появлении трещины ротора. Расположение центральной линии ротора и данные на малых оборотах дают информацию, помогающую в диагностике данного повреждения. Наблюдение за орбитами так же помогают в диагностике трещины. Высокий компонент 2Х в диапазоне до 2 критической скорости вызывает появление внутренней петли на орбите ( орбита 2Х- прямая

  Слабое проявление признаков трещины при стационарном режиме можно диагностировать при помощи данных тренда изменения векторов 1Х и 2Х. Сдвиг собственной частоты можно определить, если вектора 1Х или 2Х проявляют свойства прохождения резонанса (Рис.21).

Рис.21 Диагностика трещины вала: график изменения во времени амплитуды/фазы и тренд изменения центральной линии вала в полярных координатах по вибрационному компоненту 2Х. График представляет характеристики поперечного резонансного отклика второй формы вследствие развития трещины вала.

 

2.10. Вибрация в горизонтальной плоскости, связанная с крутильными колебаниями.

  В большинстве машин собственные частоты крутильных колебаний лежат в более высоком частотном диапазоне, чем их поперечные моды. Типичные силовые функции, существующие в роторных машинах (за исключением тех, которые содержат зубчатые передачи и привода с меняющимися оборотами) не возбуждают высокие крутильные колебания. Ситуация меняется, если собственные частоты крутильных колебаний меньше и находятся в области рабочих скоростей. Ассиметрия вала, радиальный натяг и дисбаланс, которые воздействуют на место прогиба и закручивают ось вала,- вот основа для возникновения связующих факторов между крутильными колебаниями и поперечными модами.

  Простейшая модель ассиметричного ротора, которая учитывает связь между крутильными и поперечными колебаниями:

 

  (19)

 

  (20)

Часть уравнения (19) сходна с (18)(без дополнительного дисбаланса вследствие трещины); оно также содержит связующие термины с крутильными колебаниями типа координаты y. (20) представляет баланс моментов для уравновешивания поперечной моды вала, содержащий внешний крутящий момент Т. Данное линеаризованное уравнение имеет один периодически меняющийся коэффициент. Его влияние изменяет поперечную жесткость Кt. Хорошо известно, что такое уравнение дает возможность подсчитать периодически возникающие резонансы. Эти резонансы случаются на скоростях вращения, совпадающих со следующими частями собственной частоты поперечных колебаний (»Öt/I)): 1; 1/2; 1/4; 1/6; 1/8. В то время как дисбаланс и радиальный натяг, вмешивающиеся в асимметрию вала, закладывают основу действительных силовых функций системы, резонансы наивысших мод возникают при 1Х и 2Х (Рис.22). 

Рис.22 Каскад спектров крутильных колебаний асимметричного ротора на разбеге. Наибольший пик 2Х возникает на скорости, совпадающей с половинкой собственной частоты крутильных колебаний. Пик отклика на резонансные частоты крутильных колебаний возникает так же на 8Х, 6Х, 4Х и 1Х. 1Х , 2Х и высшие гармоники крутильных колебаний в сочетании с поперечными модами есть во всем диапазоне скоростей
Рис. 23 Диаграмма Боде 1Х поперечной вибрации ротора того же пуска (рис.22). Он представляет пики расщепленного резонанса поперечных колебаний, а также резонансный пик крутильных колебаний.

 Поперечные моды представляют пик отклика на резонансных частотах поперечного равновесия, так же как и при скоростях относящихся к собственным частотам крутильных колебаний (Рис.23). Можно заметить, что в то время как пики поперечной моды не слишком высоки, крутильные резонансные колебания представлены существенными амплитудами, говорящими о том, что эффективный демпинг поперечной моды очень мал.

 Отсутствие рекомендаций по регулярной установке датчиков поперечных колебаний на роторных машинах для отслеживания поперечной активности ротора может сослужить плохую службу: моды крутильных колебаний с малым демпфированием в сочетании с поперечными модами значительно увеличивают напряжения вала, что может привести к появлению трещины. При отслеживании трендов изменения вибрации крутильных колебаний можно на более ранней стадии, по сравнению с отслеживанием поперечной вибрации, определить момент зарождения трещины.

 

2.11. Внутреннее/структурное трение. Взаимосвязанные дефекты. Распространенные типы.

  Один из классических дефектов ротора машин под названием внутреннее и конструктивное трение все еще мало упоминается. Трение вращающихся деталей, как известно вызывает самовозбуждаемую поперечную вибрацию с частотами, близкими к собственным частотам (модель (10) с l=1 и Db, равной величине внутренного/ структурного трения может быть использована в первом приближении данного явления). Т.к. внутреннее/ структурное трение- искусственного характера, самовозбуждаемая вибрация сходна с масляным биением (например вероятность появления стабильности достаточно высока при l=1) , при этом трудно выделить реальную причину этой вибрации. (Очень часто масляное биение, вызываемое гидродинамическим воздействием намного больший возбудитель). Один аспект внутренного трения, однако, должен учитываться в данном случае: сила внутреннего трения воздействует в фазе с внешним демпингом, т.е. оно интенсифицирует эффективный демпинг только для сверх- синхронных частот. Для суб- синхронных частот, оно противодействует внешнему демпингу, снижая его стабилизирующий эффект. Вот почему все суб- синхронные колебания возникают при помощи любого другого механизма, могущего представить очень высокие амплитуды. Даже если трение не является главной причиной нестабильности ротора, оно непременно способствует ему, ускоряя его появление.

  Очень часто возникающие дефекты роторных машин моделировались в данной статье с использованием простых наинизших типов мод, с соблюдением философского принципа “достижение цели меньшими средствами”. Динамическое поведение машин намного сложнее, а модели лишь адекватно описывают динамический процесс в них для  общего понимания. Первое основное упрощение, используемое в разных моделях, представленных выше использовало условие изотропности конструкции ротор/ подшипник/ стойка. В машинах это практически не встречается, а первые и высшие поперечные моды имеют обычно резко отличные характеристики, поэтому модели должны учитывать анизотропность системы. отвечающие реальным требованиям модели должны рассматривать целесообразное количество мод. Моды должны содержать гироскопические эффекты и другие взаимосвязанные механизмы. Динамически изменчивые привода и нагружающий крутящий момент должны быть подробно представлены в зависимости от вибрационных мод. Последние должны так же включать все возможные эффекты неисправностей в интерактивном стиле. 

 

3.Распространение трендов в вибрационном мониторинге и диагностике состояния роторных машин.

  Анализ накопленной базы данных от систем мониторинга машинного оборудования, а также от лабораторного моделирования позволяет обобщать и сопоставлять характеристики неисправностей с особенностями конструкции и рабочими параметрами машин. Мониторинг состояния машин сам по себе не улучшит их эксплуатационные качества. Накопленный практический опыт, базирующийся на элементарном математическом моделировании должен использоваться и внедряться производителями машин. Потенциальные механизмы передачи энергии от вращения к вибрации должны быть исключены или, по крайней мере уменьшены на стадии проектирования путем внедрения пассивных и активных методов контроля вибрации. Неисправности машин не должны закономерно возникать, а быть неординарным событием. Но это не должно привести к отказу от систем вибрационного мониторинга машин. Наоборот, они должны бы ратовать за постоянный мониторинг рабочих параметров машин и использовать эту информацию для более эффективной подготовке к ремонтам.

  В настоящее время мониторинг состояния машин становится все больше автоматизированным процессом. Использование компьютеров для контроля и сбора информации упрощает этот процесс. Экспертные системы- веяние современности. Более 10 лет назад еще обсуждались вопросы в области экспертных систем. Сегодня они модернизируются и успешно используются на многих промышленных предприятиях.

  Современные экспертные системы оправдывают себя только когда применяются для определенного класса машин, которые работают в больших количествах. При этом снижение стоимости такой системы зависит от повышения серийности их выпуска. Второй главной проблемой экспертных систем является рекомендательный характер их диагнозов, на последнем этапе все равно человек решает принимать их или нет. В следующие годы ожидается, что эти системы от помощника человека- эксперта превратятся в системы, обходящиеся без его вмешательства.

  Настоящая экспертная система должна быть способна заменить человек в деятельности по контролю за работой машин, диагностике и коррекции эксплуатационных параметров. В области диагностики, эти системы должны быть готовы на ранней стадии распознавать зарождение проблем, определять их источник при помощи определенных тестов возбуждения системы, определять стратегию поиска, принимать те или иные гипотезы, анализировать их результаты в применении к конкретной машине, управлять ею, проводя коррекцию рабочего режима. Экспертная система должна помочь избегать появления традиционных проблем машин.

  Человек- эксперт с его интуицией всегда готов принять решения при возникновении редко встречающихся проблем и скорректировать правила работы системы.

  Использование экспертных систем всегда должно быть продуманным, когда они используются в качестве инструмента в помощь диагностику. Она должна быть безопасной, эффективной, рентабельной и позволять машине производить продукцию нужного качества.  

 

 
 
 Ваши отзывы и предложения ждем по адресу: mail@vibration.ru Cайт поддерживается ООО «ИНКОТЕС»