Средства контроля и обработки вибросигналов

Приборно-измерительные комплексы и аппаратура, применяе­мые для контроля и обработки вибросигналов, отличаются разнооб­разием конструктивного исполнения и функциональными возмож­ностями. Общими для всех видов аппаратуры является наличие из­мерительных преобразователей (ИП) для фиксации параметров вибросигналов, электронных блоков регистрации и обработки виб­рационных сигналов и средств коммутации датчиков с электронными блоками. Аппаратура выпускается как одно, так и многоканаль­ная, стационарная и переносная. Современные переносные приборы выпускаются, как правило, одноканальными и по функциональным возможностям делятся на два класса: приборы-сборщики вибросиг­налов, позволяющие измерять общий уровень вибрации, записывать, хранить и передавать информацию на компьютер для ее последую­щей обработки и анализа; приборы, называемые сборщиками-анализаторами, позволяющие дополнительно выполнить анализ формы вибросигнала, его частотный и спектральный анализ с помощью бы­строго преобразования Фурье.

Стационарная аппаратура включает базовый компьютер, соеди­ненный линиями связи с ИП, средствами усиления сигналов и пре­образования их в цифровую форму. Неотъемлемой частью современ­ных систем вибродиагностики и мониторинга является программное обеспечение для компьютера. Программное обеспечение отличается уровнем сложности и перечнем решаемых задач: сбор, хранение, обработка и анализ информации, выявление и идентификация де­фектов, выдача долгосрочного прогноза технического состояния оборудования и др. Самыми сложными являются программы авто­матической диагностики, позволяющие наряду с автоматической по­становкой диагноза и выдачей прогноза технического состояния оборудования формировать рекомендации по его обслуживанию и ремонту.

Стационарная аппаратура обычно изготовляется многоканаль­ной, позволяющей вести контроль одновременно в ряде характерных точек контролируемого объекта. Для роторных машин большой еди­ничной мощности параллельный многоканальный контроль пара­метров вибрации в разных (двух-трех) направлениях является обяза­тельным, так как позволяет определить орбиту движения вала в под­шипнике (прецессию) и взаимный анализ одновременных спектров. Кроме того, любая система вибрационной диагностики включает в себя датчик оборотов (чаще всего вихретоновый), подключаемый к цифровому входу виброанализатора.

При контроле параметров вибрации используют два метода изме­рения: кинематический и динамический.

Кинематический метод заключается в том, что измеряют коорди­наты точек объекта относительно выбранной неподвижной системы координат. ИП, основанные на этом методе измерения, называют преобразователями относительной вибрации.

Динамический метод основан на том, что параметры вибрации измеряют относительно искусственной неподвижной системы отсче­та. Такие ИП называют преобразователями абсолютной вибрации. Системы измерения вибрации, использующие в качестве искусст­венной неподвижной системы отсчета инерционный элемент, свя­занный с объектом через упругий подвес, называют сейсмическими системами.

ИП бывают контактными и бесконтактными, основанными на разных физических явлениях. По принципу работы ИП абсолютной вибрации разделяют на генераторные и параметрические. Генераторные ИП осуществляют прямое преобразование механической энергии в электрический сигнал. К ним относят пьезоэлектрические, индукционные и др. Источник энергии им не нужен. В параметрических ИП, в отличие от генераторных, происходит изменение соответствующих электрических параметров (сопротивления, емкости, напряжения, индуктивности) под воздействием механических вибрационных колебаний. К параметрическим ИП относят тензорезисторные, емкостные, датчики Холла, индуктивные и др. Параметрическим ИП требуется вспомогательный источник энергии.

Для измерения абсолютной вибрации наибольшее распространение нашли генераторные пьезоэлектрические ИП, обладающие высокой надежностью, большим частотным диапазоном и простым конструктивным исполнением (принцип действия пьезоэлементов рассмотрен в 9.4). Для измерения относительной вибрации, например при определении формы орбиты вала в подшипнике скольжения, обычно используются вихретоковые ИП. Перечисленные выше ИП являются контактными и требуют закрепления на исследуемом объекте. При контроле вибрации в труднодоступных местах, в усло-виях высоких температур, агрессивных сред, повышенной радиации и других специальных условиях могут применяться бесконтактные измерители относительной вибрации. Чаще применяются лазерные бесконтактные ИП.

Наряду с конструктивными особенностями и местом установки на результаты измерений существенное влияние оказывает способ крепления контактных ИП на контролируемом объекте. Соединение ИП с колеблющейся поверхностью имеет определенную упругость, которая, обладая способностью демпфировать энергию колебаний, изменяет уровень и частотный состав вибрации. Поэтому особенности крепления и места установки ИП особо оговариваются в методиках вибродиагностики соответствующих объектов.

Измерения проводят в контрольных точках на элементах машины, которые в максимальной степени реагируют на динамическое состояние, т.е. в которых регистрируемый вибрационный сигнал имеет наибольшую величину. Как правило, такими элементами являются корпуса подшипников. Полную оценку вибрационного со-стояния крупных агрегатов получают путем измерения вибропара-метров в трех взаимно перпендикулярных направлениях (вертикаль-ном, горизонтальном и осевом). Такую оценку обычно производят в период приемочных испытаний и после динамической балансировки машины. В период эксплуатации чаще ограничиваются измерениями в одном или двух направлениях.

При проведении диагностики необходимо учитывать особенности каждого вида оборудования, обусловленные их виброактивностью. Ниже рассматриваются основные особенности виброактивности и вибродиагностические признаки наиболее общих элементов оборудования.

2.3. Виброактивность роторов

Ротором называется звено, совершающее вращательное движение. Все машины, имеющие роторы, можно разделить на две группы:

• машины с конструктивно неуравновешенными движущимися частями (поршневые компрессоры, поршневые насосы, качалки и др);

• машины с номинально уравновешенными движущимися час-тями.

Ко второй группе относится большинство роторных машин. Вместе с тем полностью уравновешенных роторов не бывает.

Для снижения вибрации роторы при их изготовлении стремятся максимально сбалансировать, но из-за неточности изготовления и сборки, неоднородности материала, деформации деталей ротора под нагрузкой и при асимметрии теплового поля, износа подшипниковых узлов всякий ротор имеет некоторую неуравновешенность. Неуравновешенность роторов является главной причиной вибрации роторных машин.

При эксплуатации оборудования силы и моменты сил инерции от неуравновешенности ротора возрастают, так как к остаточным дисбалансам в плоскостях опор после балансировки добавляются технологические и эксплуатационные дисбалансы. Это приводит к необходимости балансировать роторы не только при их изготовлении, но также и в процессе ремонта и виброналадки на предприятиях, эксплуатирующих роторные машины. Так, например, ротор центробежного насоса, предварительно уравновешенный на балансировочном станке, в процессе работы насоса может оказаться по ряду причин гидродинамически неуравновешенным: в частности, из-за различия межлопастных объемов при заполнении их технологической жидкостью.

В общем случае дисбалансы роторов в условиях эксплуатации складываются из трех составляющих:

Ц = Дет + £Д, +ХА,, * [Д.

где Dp -^дисбаланс ротора при установившейся рабочей скорости машины; D0„ — дисбаланс ротора после его балансиропки на балансировочном станке (остаточный дисбаланс); ^ DTi — сумма технологических дисбалансов, возникающих при присоединении дополнительных элементов к ротору после его уравновешивания (например, зубчатой передачи); ^ Dsi — эксплуатационные дисбалансы,

дополнительно возникающие в процессе работы; [D] — предельно допустимый эксплуатационный дисбаланс.

Во время вращения неуравновешенность вызывает переменные нагрузки на опорах ротора и его динамический прогиб. Существуют два основных типа неуравновешенности — статическая и моментная.

Рис. 2.4. Типы неуравновешенности роторов: а — статическая; б — моментная; в — динамическая

Их различают по взаимному расположению оси вращения и оси инерции ротора А. При статической неуравновешенности ротора (рис. 2.4, а) его ось вращения и главная центральная ось инерции В параллельны, но находятся на некотором расстоянии е_ст друг от дру­га. При моментной неуравновешенности (рис. 2.4, б) оси пересека­ются в центре масс ротора, поэтому моментная неуравновешенность не обнаруживается при статической балансировке. Наиболее общий случай, когда на роторе одновременно присутствует статическая и моментная неуравновешенности, называется динамической неурав­новешенностью (рис. 2.4, в). При динамической неуравновешенно­сти оси инерции и вращения непараллельны и пересекаются или пе­рекрещиваются не в центре масс. Вклад от того или иного типа не­уравновешенности определяется следующим правилом: полусумма составляющей вибрации в опорах на частоте вращения ротора опре­деляет вклад от статической неуравновешенности, а полуразность — от моментной.

В зависимости от величины неуравновешенной силы инерции F_m возникающей при нормальной работе, машины делятся на четыре ка­тегории: малой динамичности, средней, большой и очень большой.

Под действием силы F_K ротор в процессе вращения дополнитель­но получает динамический прогиб у. Закономерность изменения прогиба j рассмотрим на примере идеализированного одномассового ротора с одной степенью свободы в виде невесомого вала с массив­ным диском, расположенным посередине между подшипниковыми опорами (рис. 2.5, а). Центробежная сила инерции F_K, действующая на такой ротор, уравновешивается силой его упругости F_ynp:

т(й²(у + е_ст) = су,

где т — масса вращающегося ротора; ю — частота вращения ротора; ест — смещение оси инерции ротора (центра масс) относительно оси его вращения; с — коэффициент жесткости ротора.

Рис 2.5. Амплитудно-частотная ха­рактеристика однодискового неу­равновешенного ротора с различ­ным демпфированием: _а _ схема ротора, б — амплитудно- частотная характеристика

Отсюда

Разделив числитель и знаменатель этого выражения на т и при­няв с/т = получим

где ш_кр = т]с/т — критическая (резонансная) частота вращения

идеализированного ротора, при которой его динамический прогиб становится значительным (теоретически бесконечным) и может при­вести к разрушению ротора.

Из анализа последнего выражения следует, что при превышении частотой вращения ротора со ее критического значения ю_кр динами­ческий прогиб вала уменьшается и его центр масс все больше при­ближается к оси вращения ротора, т. е. ротор при этом самоцентри- руется. Описанное явление широко используется в технике. При этом считается, что относительный прогиб у/е„ близок к допус­тимому, если удовлетворяются следующие условия: жесткий ротор — (о < 0,7 со_кр; гибкий ротор — со > 1,3 со^.

Реальные роторы представляют собой, как правило, многомассо­вые системы, связанные между собой и основанием упругими эле­ментами со многими степенями свободы. К жестким роторам приня­то ОТНОСИТЬ роторы, у которых СО < Юкр, у гибких роторов ю > 0,4ш_кр.

Кроме того, реальные конструкции обладают свойством демпфиро вания (рассеяние энергии) колебаний.

На рис. 2.5, б в качестве примера приведены амплитудно-частот ная характеристика однодискового неуравновешенного ротора с раз­личным демпфированием [18]. Амплитуда колебаний ротора резке возрастает при снижении степени демпфирования (при уменьшенш логарифмического декремента затухания И). Затухание определяете) величиной сил внутреннего трения в материале, сопротивлением в соединениях либо специальным демпфером.

Реальные конструкции роторов, имея распределенные массу и жесткость, могут иметь множество резонансных частот, характери­зующихся собственной формой колебаний конструкции. Эти формы представляют собой плоские кривые, вращающиеся вокруг оси рота pa. Так, формы колебаний вала равного сечения на абсолютно жест­ких опорах на критических скоростях выглядят в виде синусоид со­ответственно с одной, двумя, тремя и т.д. полуволнами [18].

Помимо дисбаланса наиболее часто встречающимися дефектами технологических роторных машин, определяющими их виброактив­ность, являются: погрешности монтажа соединенных с ротором ва­лов, механическое ослабление крепления элементов роторных ма­шин (люфт), дефекты фундамента, повреждение подшипников каче­ния и скольжения, изгиб роторного вала и др.

Для электрических роторных машин причинами повышенной виброактивности дополнительно являются дефекты электромагнитной системы и качество питаюшей электрической сети. Наличие и «вклад» таких причин определяются по скачкообразному изменению обшего уровня вибрации при отключении электрической машины от сети.

Интегральной характеристикой технического состояния техноло­гических роторных машин, диагностическим признаком ряда дефек­тов, возникающих при монтаже и эксплуатации, является оборотная (роторная) вибрация. Оборотной называется вибрация с частотой, равной частоте вращения ротора. Оборотная гармоническая состав­ляющая вибрации в роторных машинах является преобладающей.

Вибрация ротора передается на подшипники и может быть обна­ружена в любой их точке. Измерение вибропараметров (амплитудно­го или пикового значений виброперемещений и (или) среднего квад­ратического значения виброскоростей в октавных полосах частот корпусов подшипниковых узлов) производится в трех взаимно пер­пендикулярных направлениях. Измеренные параметры сопоставля­ются с допустимыми значениями.

Допустимый уровень вибрации для машин разных классов по ГОСТ ИСО 10816-4—99 приведен в табл. 2.1. В качестве основного вибропараметра по ГОСТ ИСО 10816-4—99 принято среднеквадрати­ческое значение виброскорости, поскольку этот параметр наиболее полно характеризует энергию колебательного процесса. Максималь­ное значение виброскорости, называемое чаще интенсивностью виб­рации, является показателем опасности вибрации. Если виброско­рость превышает допустимое значение, то следует идентифициро­вать дефект с целью его устранения.

Таблица 2.1

Примечание. Класс I — машина с мощностью привода до 15 кВт. Класс II — машина с мощностью привода 15...875 кВт без специального фундамента или до 300 кВт на специальном фундаменте. Класс III — большая машина с врашающимся ротором, смонтированная на мощном фундаменте, который обладает жесткостью в направлении измерения вибраций. Класс IV — большая машина с вращающимся ро­тором, смонтированная на фундаменте, который обладает малой жесткостью в на­правлении измерения вибраций. Упругое основание — собственная частота маши- ны+опоры меньше частоты вращения. Жесткое основание — собственная частота машины+опоры больше частоты вращения.

Рассмотрим простейшие вибродиагностические признаки некоторых дефектов роторных машин. Дисбаланс проявляет себя в виде большой амплитуды на оборотной частоте вращения (1х). Амплитуда дисбаланса резко возрастает с увеличением скорости вращения, соответственно увеличивается и частота вибрации.

Дефекты фундамента обнаруживаются за счет разницы величины вибросигнала в разных направлениях. Поскольку машина вследствие установки на фундаменте более податлива в горизонтальном направлении, вибрация в горизонтальном направлении превышает вибрацию в вертикальном. При снижении жесткости фундамента за счет возникновения дефектов амплитуда оборотной частоты ротора увеличивается. Но в отличие от «чистого дисбаланса» рост амплитуды оборотной гармоники происходит только в одном из направлений, а именно в направлении максимального снижения жесткости фундамента.

Соответственно погрешности монтажа соединяемых с ротором валов выявляются следующим образом. Наличие угловой погрешности приводит к увеличению амплитуды на оборотной частоте вращения. Радиальная погрешность повышает вибрацию на двойной час тоте вращения (2х). Если при этом пик на частоте 2х составляет ме^ нее 50 % от пика 1х, то погрешность небольшая, от 50 % до 150 % -J значительная. При превышении пика 2х более 150 % от пика lx HeJ обходима срочная выверка валов и устранение погрешностей монта­жа. При большой радиальной погрешности монтажа в спектре могу! присутствовать гармоники Зх...10х.

Для некоторых роторных машин, например с гибким ротором; измерение вибрации на неподвижных корпусах подшипников может оказаться недостаточным. В этих случаях осуществляют также изме­рение вибрации вращающихся роторов. Кроме того, для маши с большой мощности используют анализ траектории (прецессии) дви­жения вала в подшипнике.

Помимо измерения виброскорости для машин, работающих в низ­кочастотном диапазоне (ниже f_x по ГОСТ ИСО 10816-4—99), проводя) измерения виброперемещения; для машин, работающих в высокочас­тотном диапазоне (выше f_y по ГОСТ ИСО 10816-4—99), проводят из­мерения виброускорения. В общем случае вибрацию машины можж считать допустимой, если она не превышает допустимые значения га всем вибропараметрам (перемещения, скорости и ускорения).