Меню сайта

Предыдущая     |         Содержание     |    следующая

Практическая вибродиагностика и монтиторинг

Нарушения гидро и газодинамики потока и пульсации давления

Причинами нарушения динамики потока являются потокосоздающие и потокопроводящие элементы; распределительная, регулирующая и запорная арматура; приводная (движущаяся в потоке) и направляющая часть оборудования, уплотнения и др. Источниками вибрации при этом является турбулентность движущегося потока, создающего случайные пульсации давления в пристеночном слое; вихреобразования, возникающие вокруг препятствий распределительной, регулирующей, запорной арматуры, изгибов потокопроводов и элементов изменения их сечения, на кромках всасывающих и нагнетающих патрубков, рабочих и направляющих лопаток; неоднородности потока на выходе и входе направляющих лопаток на входе и выходе рабочего колеса и языка спирали; гидродинамической неуравновешенности рабочего колеса насосов; кавитации в потоке жидкости насосов; помпажа в компрессоре и др. В проточной части турбин и компрессоров существует множество возможных источников возникновения сил аэродинамического возмущения, из которых наиболее существенные обусловлены окружной динамической неравномерностью зазоров в уплотнениях из —з а изгибных колебаний роторов.

Пульсации давления при турбулентности потока и вихреобразовании.

Пульсации давления в потоке и создаваемая ими вибрация преимущественно носят случайный характер. Величина пульсаций давления в потоке зависит от конструкции проточной части и скорости потока. Связь вибрации и конструктивных параметров устанавливается экспериментально.

Интенсивность пульсаций пропорциональна плотности и 2...3 степени скорости потока. Вибрация в спектре пульсаций имеет вид случайной и проявляется в широкой полосе частот с приблизительно постоянным уровнем до 1000 ... 2000 Гц и дальнейшим снижением при возрастании частоты на 6... 12 дБ на октаву. Пульсации давления в подавляющем большинстве случаев не определяют уровень вибрации агрегата, достаточно малы и сами по себе неопасны. Однако они, несмотря на малую величину, во многих случаях возбуждают резонансные колебания корпусов, трубных обвязок и крепежных систем агрегата.

Турбулентность движущегося потока.

Турбулентность движущегося потока — основной источник вибрации прямых трубопроводов постоянного сечения прямоугольной или круглой формы, длина которых много больше диаметра. Как и пульсации давления в потоке, турбулентные пульсации давления в пристеночном слое обычно невелики и не определяют уровень вибрации механизмов.

Пульсации давления в пристеночном слое передаются на стенки трубопровода, и возникающая вибрация при этом зависит от плотностей стенок трубы и среды, от скоростей звука в среде и трубе, от толщины стенки трубы и ее радиуса и, наконец, от величины пульсаций давления (квадрата скорости потока).

Вихреобразование в потоке.

При изменении сечения трубопровода, поворотах труб, прохождении потоком распределительной и регулирующей арматуры, на кромках лопастей, входных и выходных патрубков в движущемся потоке возникают вихри, приводящие к случайным пульсациям давления, вызывающим колебания корпусов, труб (обтекаемых препятствий) и рабочих лопаток. Интенсивность пульсаций давления при вихреобразовании и неизменных характеристиках перекачиваемой среды зависит от коэффициента сопротивления препятствия и куба скорости потока, а также некоторых других, в том числе конструктивных и эксплуатационных параметров.

Известно, что при изгибах труб и локальных препятствиях пульсация давления ниже, чем на линейных участках. Однако при движении рабочих лопаток относительно перекачиваемой среды ситуация существенно меняется. Кроме того при вихреобразовании источник пульсаций давления можно считать определенной точкой пространства, от которой идет шум и вибрация, в отличие от турбулентности потока, при которой источник колебаний, хоть и более интенсивный, но случайный в пространственном отношении.

В качестве примера резонансных колебаний агрегата, вызванных пульсациями давления при турбулентности потока и вихреобразовании в проточной части центробежного агрегата можно привести изложенный ниже. Воздушный вентилятор французского производства, с консольным ротором и выносными подшипниками качения, приводимый асинхронным ЭД мощностью 450 кВт, обычно работал с частотой вращения ротора 24,1 Гц при номинальной нагрузке, и к моменту измерений находился в эксплуатации 8 лет. В результате естественного износа за год до приведенных в примере данных измерения вибрации вышло из строя "фирменное" рабочее колесо вентилятора и было заменено на колесо собственного заводского изготовления со спрямленными лопатками. Количество лопаток — 9. Корпус вентилятора и основание агрегата выполнены из листовой стали, имеющей ребра жесткости и соединен в общую несущую конструкцию общей высотой до 4 м. По окончании ремонтных работ (в т.ч. замены рабочего колеса) и выводе агрегата из ремонта была обнаружена вибрация, многократно превышающая допустимые значения (до 30 ... 40 мм/с). Впоследствии межремонтный период резко сократился: с интервалом в несколько месяцев , стали выходить из строя подшипники качения вентилятора и двигателя.

На предприятии имелось еще два таких вентилятора, работающих удовлетворительно. На рис.12 —01 приведена схема агрегата и расположения контрольных точек.

На рис. 12 — 02 приведено распределение вибрации по основным контрольным точкам на вентиляторе. Высокий уровень вибрации наблюдается на всех подшипниковых опорах и щитах агрегата, а также опорной системе агрегата и корпусе вентилятора и достигает максимальных значений в осевом направлении. СКЗ виброскорости превышает 36 мм/с (передний подшипниковый щит ЭД в осевом направлении, точка А02) и превосходит предельно допустимое значение вибрации для эксплуатации такого типа вентиляторов примерно в 5 раз.

На рис.12 —03 приведены форма и спектр сигнала вибрации контрольной точки А02 (передний подшипник ЭД в поперечно — осевом направлении) с максимальным значением вибрации.

, значение которой составляет приблизительно 36 мм/с (примерно в 7 раз превышает вибрацию на частоте вращения ротора). Наблюдаются татке высшие гармоники этой частотной составляющей и частоты вращения ротора, их значения сравнительно малы.

На осциллограмме вибросигнала вертикальными линиями помечены временные интервалы , соответствующие одному обороту ротора. Пиковое значение виброскорости достигает 64 мм/с . Форма кривой вибрации и амплитуда нестабильны, пиковое значение флуктуирует в интервале от 64 до 45 мм/с (изменения до 30%).

Сравнение уровней вибрации по направлениям измерения на различных подшипниках агрегата (например, в контрольной точке 02 вибрация в осевом направлении превышает вибрацию в горизонтально— по перечном и вертикальном направлениях более, чем в 6 раз) и наличие характерных признаков нарушений жесткости системы на форме сигнала вибрации свидетельствовали в пользу возникновения резонансных колебаний опорной конструкции вентилятора на частоте 16,14 Гц (см. графики на рис. 12 — 02 и 12 — 03).

Для проверки предположения о возникающих резонансных колебаниях сварной конструкции корпуса вентилятора и основания агрегата, вентилятор остановили и были использованы резонансный метод и вибро — акустический метод свободных колебаний, выявивший наличие резонанса опорной сварной тонкостенной конструкции на частоте 16,2 Гц.

Наиболее вероятной причиной возбуждения резонансных колебаний было нарушение газодинамики потока, вызванное применением рабочего колеса вентилятора со спрямленными лопатками (в этом случае происходит повышение вихреобразования). Для вибрации, вызываемой пульсациями давления и вихреобразованием характерно наличие в спектре широкополосных областей случайной вибрации и вибрации на лопастной частоте. При этом силы возбуждения и вызываемая ими вибрация как правило невелики.

На рис. 12 — 04 приведены спектры вибрации подшипниковых щитов ЭД и опор вентилятора в горизонтально — поперечном направлении (графики приведены снизу вверх по мере приближения к корпусу вентилятора).

— вторая гармоника лопастной частоты, а

наклонными стрелками — области широкополосной случайной вибрации свыше 500 Гц. По мере удаления от контрольных точек от вентилятора вибрация в этой области затухает. В тоже время, появление широкополосной случайной вибрации возможно также и при некоторых других дефектах агрегатов, например, при дефектах подшипников качения.

Т акже следует обратить внимание на то, что

на корпусе вентилятора, т.е. в непосредственной

близости от источника нарушений газодинамики потока в районе выходного патрубка, выше, чем в других точках горизонтально — поперечного направления измерений. В этой области корпуса вентилятора проявление достаточно интенсивной высокочастотной вибрации, которая могла бы вызываться дефектами подшипников качения (или другими дефектами механического происхождения), маловероятно, поскольку расстояние от подшипниковых опор насоса до выходного патрубка более двух метров.

Таким образом пульсации давления, вызываемые вихреобразованием потока в области рабочего колеса и выходного патрубка, возникающие из — за нарушения формы лопаток рабочего колеса, вызванной несоблюдением технологии изготовления, приводят к опасным резонансным низкочастотным колебаниям опорной части этого агрегата и существенному уменьшению его межремонтного интервала, хотя сами по себе очень малы по уровню.