CC BY
42
УДК 621.311.25.002.5.019
В.1. СВИРИДОВ, 1.М. ПОПОВ
Нацюнальний ушверситет кораблебудування, Херсонська фiлiя
ДОСЛ1ДЖЕННЯ П1ДШИПНИКОВИХ ВУЗЛ1В НАСОСНОГО ОБЛАДНАННЯ ТА МЕХАН1ЗМ1В ЧЕРЕЗ В1БРАЦ1ЙН1 ПОКАЗНИКИ
Прогнозування залишкового ресурсу за фактичним ргвнем вгбраци насосного обладнання дозволяе безпечно експлуатувати обладнання в експлуатацшних умовах.
Ключовi слова: насосне обладнання, дгагностика, пгдшипников! вузли, вгбрацгя, прогнозування
ресурсу
В.И. СВИРИДОВА, И.М. ПОПОВ
Национальный университет кораблестроения, Херсонский филиал
ИССЛЕДОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ НАСОСНОГО ОБОРУДОВАНИЯ И МЕХАНИЗМОВ ЧЕРЕЗ ВИБРАЦИОННЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ
Прогнозирование остаточного ресурса по фактическим уровнем вибрации насосного оборудования позволяет безопасно эксплуатировать оборудование в эксплуатационных условиях.
Ключевые слова: насосное оборудование, диагностика, подшипниковые узлы, вибрация, прогнозирования ресурса
V.I.SVIRIDOV, I.N.POPOV
National University of Shipbuilding, Kherson branch
STUDY OF BEARINGS OF PUMPING EQUIPMENT AND MECHANISMS THROUGH VIBRATION
INDICATORS
Forecasting the residual life by the actual level of vibration of the pumping equipment, it is possible to safely operate the equipment under operating conditions.
Keywords: pumping equipment, diagnostics, bearing units, vibration, resource forecasting
Постановка проблеми та ïï зв'язок з науково-техшчними завданнями.
Перехвд суден на техшчне обслуговування i ремонт за «станом» передбачае наявшсть д1агностичного забезпечення для рiзних машин i механiзмiв судна.
Ввдомо [1], що найб№ш ефективними методами дiагностування суднових машин i механiзмiв, особливо з обертовими роторами, е вiброакустичнi методи. Б^шють з них передбачае наявшсть норм вiбрацiï дiагностуемого обладнання. Однак, до тепершнього часу в цьому питанш едино1 методологи немае.
Аналiз лггератури. Пороговi рiвнi вiбрацiï, перевищення яких може дати тдставу розглядати судновi механiзми, яш знаходяться в поганому технiчному сташ (ТС), рекомендувалися багатьма авторами на шдстаы емпiричних даних, як1, однак, рвдко науково обгрунтовувалися. Було встановлено, що в 90% випадшв вщмовам передувало пiдвищення рiвня вiбрацiï [2-4].
Рiвень вiбрацiï працюючого обладнання залежить вiд того, наск1льки як1сно вони були спроектоваш i зiбранi, а також встановлеш на суднi. Практика вiброконтроля i дiагностування суднових машин i механiзмiв показала, що мiж 1х характеристиками вiбрацiï i ТС юнуе прямий зв'язок [1-4,9].
До тепершнього часу використовуеться практичний метод визначення критично1' iнтенсивностi вiбрацiï, який полягае у визначеннi еталонного вiбрацiйного поля для машин i механiзмiв, при справному 1'х ТС, i контролi змiн в характеристиках вiбрацiï з часом.
Питання нормування вiбрацiï рiзних типiв машин детально розглянуп в роботi [9], де проаналiзовано основнi нацiональнi стандарти, деяк1 з яких е автентичним текстом однойменних ISO. Вони представляють норми на вибрацш як на необертаемих частинах, так i на обертаемих валах насосних агрегаапв.
У сучасних стандартах наголошуеться, що метод визначення вiбрацiï в широкий смузi частот в рядi випадк1в не е достатшм для оцiнки ТС машини. В них показана необхвдшсть застосування аналiзу частотних складових вiбрацiï, 1'х фазових сшвввдношень, кепстрального аналiзу та шших методiв, що знайшли широке застосування. Однак встановити ввдповщш критерiï i норми оцшки технiчного стану, з огляду на iндивiдуальнi особливостi конструкцш вузлiв i устаткування в цшому поки не представляеться можливим. Незважаючи на це, в стандартах ISO [10, 11], що розробляються останшм часом, вказуються загальнi рекомендацiï для застосування рiзних методiв аналiзу.
Нормативи вiбрацiй машин i механiзмiв визначаються, як правило, виходячи з максимально допустимих навантажень на його пiдшипники. В основному вони виникають через неврiвноваженостi обертових частин машини - власш навантаження. Але при наявностi вiбрацiй фундаменту, а, значить, i корпусу машини, на и ротор дшть сили шерцд, що викликають додатковi навантаження на пiдшипники -сторонш навантаження.
Розглянемо та експериментально перевiримо граничнi рiвнi вiбрацil суднових машин i механiзмiв з обертовими роторами. Визначимо зв'язок мiж граничними рiвнями вiбрацiй i втомою щдшипнишв для суднових машин i механiзмiв з обертовими роторами i встановленими, як правило, подшипниками кочення з ресурсом в 10... 12 тис. годин.
Ввдомо [4], що номшальна довговiчнiсть це число циктв (або годин), яш пiдшипник повинен пропрацювати до появи перших ознак втоми, тобто появи на 1х поверхнях мiкротрiщин, початок утворення лущення металу, вибош робочих поверхонь тш i дорiжок кочення.
Номшальна довговiчнiсть пiдшипникiв визначаеться за емтричною залежнiстю
Ьп = (С / РУ, млн. оберпв,
(1)
де С - вантажошдйомшсть, Н;
Р - еквiвалентне динамiчне навантаження, Н;
р - показник ступеня (для кулькових щдшипнишв р = 0,3 для роликових щдшипнишв р = 0,33). Номiнальну довговiчнiсть можна обчислити i в годинах
Ьъ = (106/60 п) Ьп, годин,
де п - частота обертання валу, хв-1.
Екшвалентне динамiчне навантаження - це таке постiйне навантаження, при якому довговiчнiсть подшипника така ж, що i при реальних умовах роботи. Тут для ращальних та радiальноупорних шдшипнишв маеться на увазi радiальне навантаження, а для упорних та упорно-радiальних - центральне осьове навантаження. Екивалентне динамiчне навантаження обчислюеться за емпричною формулою
Р = (УХ^ + У Кб Кт, Н, (2)
де - радiальна i осьова реакци опор, Н;
V - коефщент обертання вектора навантаження (У = 1 якщо обертаеться внутрiшне шльце, У = 1,2 якщо обертаеться зовшшне кольце);
X, У - коефщенти радiальноl i осьово! навантажень, що залежать ввд типу шдшипнишв, визначаються за довщником;
Кб - коефщент безпеки, що враховуе вплив динамiчних умов роботи (К б = 1 для нормальних умов, Кб = 1,8 для складних умов експлуатацil);
Кт - коефщент температурного режиму (до 100 °С Кт = 1).
Робота суднових машин i механiзмiв супроводжуеться вiбрацiею, яка негативно позначаеться на ресура 1х роботi. Найбiльш навантаженими (з мехашчною точи зору) е пiдшипниковi вузли, як1, як правило, i визначають ресурс роботи суднових машин i механiзмiв. Пiдшипники кочення суднових машин i механiзмiв при робоп сприймають сумарне навантаження вiд ваги ротора i в1дцентрово1 сили шерци, яка завжди присутня, так як идеально вiдбалансувати ротор неможливо (зазор в тдшипниках завжди е). В iнженернiй практицi введено поняття вiбрацiйного перевантаження [4]
Кп = А ш / я, (3)
де Аш - амплiтуда прискорення, м / с2;
Я - прискорення в№ного падшня, м / с2.
Якщо прийняти я = 9,81 м / с2 ~ 1000 см / с2 = 10000 мм / с2 i (2п)2 ~ 40, то вiбрацiйне перевантаження (3) як безрозмiрна величина запишеться у виглядi
Кп = 0,0044/2, (4)
де А - амплиуда перемщення, мм; / - частота вiбрацil, Гц; 0,004 - прискорення, мм / с2.
З формули (4) випливае, що якщо амплиуда А мае постiйне значення, то вiбрацiйне перевантаження Кп в залежносп вiд частоти f змшюеться за законом квадратично! параболи, яка володiе, як вiдомо, такою властивютю, що при збiльшеннi частоти в N раз перевантаження зростае в N 2 разiв.
Наприклад, задано ^ = 10 Гц i А1 = 1 мм, отже, за формулою (4) знаходимо Кп1 = 0,4. Якщо ж тепер, не змiнюючи амплпуду, збiльшимо частоту до f2 = 50 Гц, то перевантаження зростае до Кп2 = 10, яка може виявитися руйшвною для окремих вузлiв i деталей судових машин i механiзмiв.
Величина амплiтуди в залежностi ввд заданого перевантаження i частоти зпдно (4) визначаеться за формулою, яка представляе гiперболiчну залежнiсть амплiтуди вщ частоти.
А = 250 Кп / ^, мм,
Так, наприклад, при f = 50 Гц i п = 4 (перевантаження, при якому вузол повинен вщповвдати умовам мiцностi) амплiтуда мае значення А = 0,4 мм, яке можна безпосередньо вимiряти. При такш амплiтудi вигибне коливання е ввдчутним. Якщо ж величину перевантаження не змiнювати (п = 4), а частоту збшьшити, наприклад, до ^ = 1000 Гц, то А1 = 1 мкм. Таку величину амплiтуди вимiряти вже важко i коливання будуть неввдчутними, проте вони впливають на роботу мехашзму.
Спрощено вплив низько- i високочастотних вiбрацiй на роботу, наприклад, тдшипника, можна представити таким чином. При низькочастотних вiбрацiях = 5 ... 50 Гц) внаслщок значно! величини амплiтуд (А = 40 ... 0,4 мм при Кп = 4) в окремих деталях конструкцп можуть виникати вигибнi коливання, що викликають неприпустимо велик! деформаци, якi можуть призвести до руйнування, що аналогiчнi тим, як це може бути при неприпустимих статичних навантаженнях.
Ддя високочастотних вiбрацiй вщбуваеться при малих амплiтудах (ввд десятшв до частки мiкрон) коливання елеменпв конструкци, що внаслiдок великого числа циктв може викликати появу мшротрщин i втомний злам.
З огляду на те, що бшьшсть пiдшипникiв кочення суднових машин i механiзмiв мають розрахунковий (за формуляром машин i механiзмiв) ресурс Тзал = 10 ... 12 тис. годин залежтсть (1) з урахуванням Кп можна представити у виглядi [4]
Т = L =
зал h
Г ш6 V
60п
C У 58956
V 60П А Р ) (1 + Кп у
годину, (5)
Таким чином, вимiрюючи в суднових умовах ввдносну амплиуду прискорення А ш ротора, за формулою (3) можна визначити залишковий ресурс Тзал шдшипнишв кочення.
Для вимiрювання вщносно! вiбрацil вала (ротора) суднових машин i механiзмiв необхвдш спецiальнi, стацiонарно встановленi датчики.
Як приклад, на рисунку 1 показаш види вiбрацiй i точки 1х вимiрювання.
абсолютнi вiбрацil пiдшипника
Рис. 1. Види вiбрацiй I точки 1х витрювання, показам! на тдшипнику ковзання
Вiдноснi вiбрацil валiв - це швидкий рух вала по вщношенню до робочо! поверхнi тертя шдшипнишв. Вони вимiрюються в кожнш площинi пiдшипника (рис.2) в радiальному напрямку за допомогою двох взаемно змщених на 90° безконтактних датчиков, що працюють на принципi вихрових струмiв.
Застосування двох датчиков для кожно! площинi пiдшипника потрiбно для вимiрювання орбiти центру шийки тдшипника при обертанш, так звана шнетична траекторiя вала. Кожен датчик вимiрюе траекторш вiбрацiй вала в напрямку свое! поздовжньо! осi. Сума векторiв цих вiбрацiй s1 ф i s2 (t) визначае к1нетичну траекторш вала в данiй площинi вимiрювання. Вирiшальною величиною для вiдносних вiбрацiй валiв е траекторiя вiбрацiй, що вказуеться в одиницях мкм. У кранах £С вимiрюеться, перш за все,
максимальне вщхилення Smax, яке визначаеться як максимальне значения кшетично! траектори вала (вщхилення вала) в площинi вимiрювання: Smax = S (t)] .
Рис. 2. Приклад установки безконтактного датчика на припиши вихрових CTpyMiB для визначення ввдносних шсбрацш вала в
одшй площиш тдшипника.
Абсолютнi вОбраци валiв - це швидкий рух валiв, яш визначаються по вiдношенням до нерухомо! опорно! точки в просторi. 1х можна вимiрювати за допомогою ковзаючо! опори ( «shaft rider»), що спираеться на вал, що обертаеться, i встановленого на нiй сейсмiчного датчика, або за допомогою вимОрювально! електронiки, що утворюе суму векторiв ввдносних вiбрацiй вала i абсолютних вiбрацiй, вимiрюваних на мющ установки ввдносного датчика. Вимiрюваиi величини збггаютъся з величинами ввдносних вОбрацш валОв.
I
Рис. 3. Тримач датчика для вимiрювання абсолютних вiбрацiй вала
Безконтактний датчик з вихровими струмами (1) визначае ввдносш вОбраци вала, п'езоелектричний датчик прискорення (2) вимiрюе абсолютнi вОбраци подшипника. Сума векторiв обох сигналiв, яка утворюеться в пристро! захисно! системи, вiдповiдае абсолютнш вОбрацп вала.
Однак в судновш практицi в основному вiбрацiю машин О механiзмiв вимОрюють, як правило, за допомогою переносних вОбровимОрювальних приладОв. При цьому прийнято вимОрювати амплггуди вОброприскорення Аш в м/с2, тобто вимОрюють абсолютно вОбрацп пвдшипнишв, а не абсолютно вОбраци валОв.
Абсолютно вОбрацп пвдшипнишв ввдрОзняються ввд абсолютних вОбрацш валОв на поправочний коефщент Кпк, який визначаеться розрахунком або експериментально
Ар = А к х (6)
де КПк = (Мр + Мк) / Мр = А р / Ак,
Мр i Мк - маса ротора i корпусу механiзму вiдповiдно.
А р, А к - амплиуди коливань ротора i корпусу електричного агрегату вiдповiдно;
Для бiльшостi суднових машин i механiзмiв значення Кпк = 3 ... 6. Якщо вимiрються рiвнi вiброприскорення L в дБ, i точне значення Кпк визначити неможливо, то для практичного застосування зручно користуватися наступною приблизною залежнiстгю (Кпк ~ 3,33)
Lр = (L к + 10) - рiвень вiброприскорення ротора, дБ; (7)
де - рiвень вiброприскорення корпусу подшипника, дБ.
Залишковий ресурс пiдшипникiв кочення Тзал за формулою (5) забезпечуеться за умови, що значення Кп в процес експлуатацп суднових машин i механiзмiв не змiнюeться. Однак ця умова не виконуеться, тому що коефщент Кп залежить вод багатьох конструктивних i експлуатацiйних факторiв:
- температури;
- технiчного стану пiдшипникiв кочення;
- колькосп та якостi мастила;
- якосп виготовлення i збiрки пiдшипникових вузлiв i iн.
- вiбрацiйного впливу вiд поруч працюючих машин i механiзмiв.
Таким чином, коефщент Кп е узагальненим параметром (функщею) ТС подшипников кочення (машин i механiзмiв) i, природно, не може бути постшним в процеа експлуатацп механiзмiв.
Дане положення е дуже важливим, оск1льки, здiйснюючи стеження за поточними значеннями Кп за формулою (4) можна визначити залишковий ресурс подшипников кочення i, як наслодок, всього механiзму.
Переймаючись дов№ними значеннями Кп отримаемо залежнiсть ресурсу подшипников кочення вод коефiцiента вiброперевантаження.
Для практичного визначення залишкового ресурсу подшипников кочення по результатами вимiрювання 1х ровшв вiброприскорення зручно використовувати таблицю 1 або залежнiсть, представлену на рисунку 4.
Використовуючи таблицю 1 або залежшсть, представлену на рисунку 4, можна запропонувати апробований практичний метод прогнозування залишкового ресурсу тдшипников кочення, який розглянемо на практичних прикладах.
Таблиця 1
Залежнють ресу эсу подшипников кочення вОд Кп
Кп Lр, дБ Дк, дБ Т, кулькових, годин Т, роликових, годин
0,6 86 76 14648 12738
0,7 87 77 12212 10416
0,8 88,5 78,5 10288 8633
0,9 89,5 79,5 8748 7220
1,0 90,5 80,5 7500 6098
1,1 91,5 81,5 6478 5172
1,2 92 82 5634 4444
1,3 92,5 82,5 4930 3842
1,4 93 83 4342 3334
1,5 94 84 3838 2912
1,6 94,5 84,5 3412 2564
1,7 95 85 3048 2264
1,8 95,5 85,5 2732 2006
1,9 96 86 2460 1786
2,0 96,5 86,5 2222 1600
3,0 99,5 89,5 838 618
4,0 102,5 92,5 480 296
76 77 78.5 79.5 80.5 81.5 82 82.5 83 84 84.5 85 85.5 86 86.5 89.5 92.5
£к, дБ
Рис. 4. Залежшсть ресурсу тдшипника кочення Тзал ввд загального ршня ¡нбфоприскореиин Ьк в дБ тдшииникового щита асинхронного двигуна:ряд 1 - для кулькоиiдшииника; ряд 2 - для роликотдшииника.
Приклад 1. Вщомо, що в мехашзмО встановлен новО шдшипники кочення. 1. ВимОрюють загальний рОвень вОброприскорення Ьк в дБ шдшипникового щита або (коли е прилади) безпосередньо Кп.
2. По таблиц 1 або рисунку 4 визначають залишковий ресурс шдшипнишв.
3. По зак1нченню початкового перюду шдшипнишв кочення (не менше 48 годин) проводять замшу мастила. ВимОрюють Ьк О уточнюють залишковий ресурс шдшипнишв кочення (як правило, загальний рОвень вОбрацп Ьк зменшуеться, а залишковий, згодно формули (4), ресурс подшипников кочення збОльшуеться).
4. Перюдичшсть вимОрювання поточних значень рОвшв вОбрацп Ьк, для уточнення залишкового ресурсу шдшипнишв кочення, вибираеться як 0,5Тзал, не родше н1ж через 2...2,5 тис.годин (раз в три мсящ).
Наприклад, загальний рОвень вОброприскорення шдшипникового щита Ьк = 77 дБ, що водповщае Тзал = 12212 год. (Табл 1 для кулькошдшипнишв). Наступне вимОрювання Ьк необходно провести через 2 ... 2,5 тис. год. Якщо Ьк = 85 дБ, що водповщае Тзал = 3838 годину. Наступний зашр проводять через 0,5Тзал, тобто через 1919 годин роботи.
5. Результати вимОрювань Ьк записуються в формуляр мехашзму. Якщо у мОру напрацювання п1дшипник1в кочення Ьк збшьшився бОльш шж на 6 дБ (в два рази), то проводять замОну мастила в тдшипниках кочення О тсля цього, по зашряному рОвню Ьк, уточнюють залишковий ресурс шдшипнишв.
Приклад 2. Напрацювання подшипника кочення невщома.
1. Замшюють мастило в подшипнику О вимОрюють Ьк, за яким визначають залишковий ресурс, при Ьк менше необходного, проводять замОну подшипника кочення.
Однозначно тдлягають замш подшипники кочення, яш мають загальний рОвень вОброприскорення шдшипникового щита Ьк> 100 дБ.
Таким чином, вимОрюючи Ьк або Кп в процеа експлуатацп обладнання, уточнюють залишковий ресурс подшипниюв кочення з урахуванням змши динамОки процесу 1х руйнування (зносу) О експлуатацшних факторОв (температури, вОбрацшно! перешкоди вОд поруч працюючих мехашзмОв та Он.).
З формули (4) видно, що тдвищити ресурс шдшипнишв кочення в експлуатацшних умовах можливе шляхом зменшення Кп за рахунок:
- перюдичного проведення шдбалансування ротора (через 2 ... 2,5 тис.годин.);
- своечасного проведення техшчного обслуговування О ремонту;
- контролю якосп вОброОзолюючого кршлення (якщо воно е);
- подкршлення фундаментОв (збОльшення 1х жорсткосп) та шших заходОв.
Висновки
1. Практично визначати залишковий ресурс насосних агрегапв в експлуатацшних умовах зручно по залежносп (4), представленш в табличной або графОчнш формо
3. Коефщент Кп, визначаеться за загальним рОвнем вОброприскорення, вимОряним в дОапазош вод 10...20 Гц до 10...20 тис. Гц подшшшкового вузла.
Перспективним подальшим продовженням роботи у цьому напрямку е деталОзащя розрахунку норм вОбрацп для рОзних тишв насосних агрегатОв, розробка методик розрахунку О прогнозування залишкового ресурсу, приладова реалОзащя даного шдходу.
8000
6000
4000
2000
0
Список використаноТ лггератури
1. Барков А.В. Мониторинг и диагностика роторных машин по вибрации / Барков А.В., Баркова Н.А., Азовцев А.Ю. - СПб.: СПбГМТУ, 2000, 159 с.
2. Абдулаев А.А. Программа комплексного диагностирования судовые ЭМ / Абдулаев А.А. - Сб.: НТК проф. - препод. сост. и др. организаций. - Л.:ВВМИОЛУ им. Ф.Э. Дзержинского,1985.
3. Абдулаев А.А. Вибрационная оценка величины радиального зазора в ПК судовых ЭМ / Абдулаев А.А. - Сб. НТК им. Крылова: Планирование и разработка технологии организации судоремонтных работ. -Владивосток, 1988.
4. Абдулаев А.А. Методика расчета эксплуатационной долговечности ПК судовых машин и механизмов / Абдулаев А.А. - Дальневосточный НТ по судовой радиоэлектронике. - Владивосток, 1989.
5. ISO 17359:2003. Condition monitoring and diagnostics of machines. General guidelines.
6. ISO 13380:2002. Condition monitoring and diagnostics of machines. General guidelines on using performance parameters.
7. Анализ современных методов диагностирования компрессорного оборудования нефтегазохимических производств / [Гриб В.В., Соколова А.Г., Еранов А.П., Давыдов В.М., Жуков Р.В.] Нефтепереработка и нефтехимия. Научно-технические достижения и передовой опыт. 2002. №10. С.57-65.
8. ISO 13379:2003. Condition monitoring and diagnostics of machines. General guidelines on data interpretation and diagnostics techniques.
9. Гольдин А.С. К вопросу о нормах и принципах нормирования вибрации вращающихся машин / Контроль. Диагностика. 2000. №4. - С.3-10.
10. ISO 10816. Mechanical vibration. Evolution of machine vibration by measurements on non- rotating parts. Part 1-5.
11. ISO 7919. Mechanical vibration of non-reciprocating machines. Measurements on rotating shafts and evolution criteria. Part 1-5.
